EP1485583A1 - Verbrennungsmotor mit rotationsventilen - Google Patents

Verbrennungsmotor mit rotationsventilen

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Publication number
EP1485583A1
EP1485583A1 EP03707891A EP03707891A EP1485583A1 EP 1485583 A1 EP1485583 A1 EP 1485583A1 EP 03707891 A EP03707891 A EP 03707891A EP 03707891 A EP03707891 A EP 03707891A EP 1485583 A1 EP1485583 A1 EP 1485583A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
cylinder
cylinder head
internal combustion
combustion engine
engine according
Prior art date
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Withdrawn
Application number
EP03707891A
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Thomas Freiherr
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Freiherr Weber Engineering OEG
Original Assignee
Freiherr Weber Engineering OEG
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Priority claimed from AT14242002A external-priority patent/AT501274B8/de
Application filed by Freiherr Weber Engineering OEG filed Critical Freiherr Weber Engineering OEG
Publication of EP1485583A1 publication Critical patent/EP1485583A1/de
Withdrawn legal-status Critical Current

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Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L1/00—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear
    • F01L1/36—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear peculiar to machines or engines of specific type other than four-stroke cycle
    • F01L1/42—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear peculiar to machines or engines of specific type other than four-stroke cycle for machines or engines characterised by cylinder arrangements, e.g. star or fan
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L7/00—Rotary or oscillatory slide valve-gear or valve arrangements
    • F01L7/02—Rotary or oscillatory slide valve-gear or valve arrangements with cylindrical, sleeve, or part-annularly shaped valves
    • F01L7/029—Rotary or oscillatory slide valve-gear or valve arrangements with cylindrical, sleeve, or part-annularly shaped valves having the rotational axis of the valve parallel to the cylinder axis
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L7/00—Rotary or oscillatory slide valve-gear or valve arrangements
    • F01L7/06—Rotary or oscillatory slide valve-gear or valve arrangements with disc type valves
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L7/00—Rotary or oscillatory slide valve-gear or valve arrangements
    • F01L7/08—Rotary or oscillatory slide valve-gear or valve arrangements with conically or frusto-conically shaped valves
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L7/00—Rotary or oscillatory slide valve-gear or valve arrangements
    • F01L7/10—Rotary or oscillatory slide valve-gear or valve arrangements with valves of other specific shape, e.g. spherical
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L7/00—Rotary or oscillatory slide valve-gear or valve arrangements
    • F01L7/16—Sealing or packing arrangements specially therefor

Definitions

  • the present invention relates to an internal combustion engine having at least one cylinder, a piston and an output shaft, which is coupled to a power transmission to the piston, and at least one cylinder head, between the cylinder (s) and the cylinder head (-heads) a cyclic relative movement can be carried out, a movable sealing element being provided, in particular in the plane defined between the cylinder and the cylinder head, between the cylinder and the cylinder head.
  • Internal combustion engines are widely used especially for driving motor vehicles. They are designed, for example, as four-stroke engines, in which a crank mechanism converts the translatory movement of the pistons caused by gas pressure into a rotational movement of a crankshaft.
  • the charge changes are usually controlled by valves which are arranged in the cylinder head and are driven by one or more camshafts.
  • the valves are mostly closed by spring force.
  • the valves are pressed against the seat surfaces by the pressure in the combustion chamber and thus seal the combustion chamber very well. Due to the good sealing properties, valves for charge change control are still used today. The execution of the gas exchange control with valves severely limits the performance of the engine.
  • This control principle limits: the maximum speed, which is usually limited by lifting the valves off the control cam when the acceleration forces become greater than the spring forces, the degree of filling of the combustion chamber due to the flow losses that arise in the free cross-section between valve and valve seat ring during the gas exchange process, and - The efficiency of the engine, which is reduced by the large friction work in the valve train, especially at high speeds.
  • valveless engine controls in particular using rotary valves, are proposed primarily with the aim of increasing the speed, in this connection, for example, to DE-B 839 575, DE-A 197 15 888, DE-A 199 33 925, DE-A 175 15 06, DE-A 100 07 835, DE-A 100 11 321, US-A 5 052 349, US-A 5 967 108 or US-A 5 878 707.
  • the engine described has not yet reached series maturity because: the sealing system used is associated with high manufacturing costs due to its complexity, the sealing system reacts too sensitively to changes in operating conditions in continuous operation, the sealing system generates excessive frictional moments on the rotary valve or requires large amounts of lubricant that produce poor exhaust gas values, the ring width of the sealing element is smaller than the openings in the sealing surface of the rotary valve that seal the sealing ring in over the compression and the combustion cycle, which is why there are pressure losses, - the mixture is processed within the rotary valve and the trouble-free signal transmission of the control signals to the actuators can only be ensured with difficulty, the charging by the air vane on the rotary valve leads to undefined, difficult to measure air volumes in Combustion chamber leads, and thereby an exact mixture composition in the case of combustion of gasoline is difficult, and the diameter of the rotary valve bearing is so large that the bearing does not have sufficient speed stability.
  • the present invention aims to develop an internal combustion engine of the type mentioned in such a way that a reliable seal between the elements which are movable relative to one another, in particular the cylinder (s) and the cylinder head of the internal combustion engine, is provided in relation to such known configurations of internal combustion engines can be.
  • the internal combustion engine according to the invention starting from an internal combustion engine of the type mentioned at the outset, is essentially characterized in that the sealing element is in operation against the cylinder head can be pressed on and driven to a movement, in particular a rotary movement, and cooperates with a spherical sealing surface, a grinding-in process being provided between the cylinder head and the sealing element by the relative movement between the sealing element and the cylinder head.
  • a movable, in particular rotatable sealing element is provided between the or each cylinder and the cylinder head, a reliable seal is provided between the elements of the internal combustion engine that are movable relative to one another or perform a cyclical relative movement, in particular the cylinder (s) and the or the cylinder head (heads) can be achieved.
  • the movement of the sealing element which can be pressed against the cylinder head and cooperates with a spherical sealing surface, can essentially be brought about automatically by different relative speeds between the individual elements of the internal combustion engine that can be moved relative to one another on different peripheral sections of the respective sealing element.
  • the cyclical relative movement in particular results in an essentially rotating or rotating movement of the sealing element, so that a corresponding grinding-in process can be achieved to achieve correspondingly good sealing conditions.
  • the grinding-in process effected according to the invention between the cylinder head and the sealing element leads to particularly smooth sealing surfaces with a high proportion of surface area.
  • the spherical sealing surface in particular enables greater, constructive freedom in relation to the relative arrangement or orientation between the cylinder and the cylinder head.
  • the sealing element is additionally displaceable essentially in the longitudinal direction of the cylinder axis.
  • the sealing element is closed a rotational movement between the cylinder and the cylinder head can be driven, the sealing effect being able to be correspondingly improved by such a targeted drive of the sealing element relative, for example, to the adjacent surface or sealing surface of the cylinder head.
  • a cavity is provided under the sealing element and / or the spring element, which is connected to the combustion chamber via openings or channels ,
  • the width of the sealing element is wider than the largest opening of the cylinder head, which sweeps over the sealing element in the compression or working cycle, as this corresponds to a further preferred embodiment of the internal combustion engine according to the invention.
  • the combustion chamber is predominantly formed in the piston or piston crown.
  • the inlet channel and / or the piston crown have a swirl-promoting shape and / or surface, for example grooves and / or elevations in the inlet channel or spiral grooves and / or elevations on the pinched edge of the piston crown.
  • the cylinder head is movable and adjustable in the direction of the cylinder axes and that the sealing element between the cylinder head and the cylinder is variable in length or displaceable.
  • a seal between an individual cylinder and a cylinder head is achieved by means of an in particular annular sealing element, while a piston and cylinder are each sealed in the usual way with piston rings.
  • a seal with a different, mutual arrangement between the cylinder axes or central axes of the Individual cylinders and the cylinder heads interacting therewith or relatively movable here, according to a further preferred embodiment, it is proposed that when the axis of rotation (s) of the sealing element (s) is parallel to the axis of rotation or the axis (s) of movement of the Cylinder head a flat sealing surface is formed on the cylinder head and a spherical sealing surface with a concave or convex shape is formed in a non-parallel position.
  • the sealing element is driven in particular to a rotary movement, so that the smoothing-in process provided according to the invention results in ideally smooth and form-fitting sealing surfaces and a permanently good sealing effect can be achieved, this is independent of the relative position between the individual axes of the cylinders and the path of movement of the cylinder head.
  • a flat sealing surface corresponds to the limit case of a spherical surface with an infinitely large radius.
  • the sealing element and / or the sealing surface of the cylinder head with a coating made of a wear-resistant or low-friction material, e.g. Ceramic material is provided.
  • the cylinder head covers the entire cylinder bore and its dimensions are larger than the cylinder bore and that parts of at least one inlet duct and at least one outlet duct are integrated in the cylinder head, which with a.
  • Cylinder bore are to be connected and connected to a fresh gas supply line or an exhaust line at the end facing away from the cylinder.
  • flexible gas lines can be connected to the parts or areas of the intake port or exhaust port integrated in the cylinder head according to the invention, which thus also in accordance with the cyclical movements of the cylinder head to be carried out for gas exchange processes also at least in the area of their connection point on the intake port and the exhaust port of the cylinder head are movable.
  • the clear cross-section of the inlet channel and / or the outlet channel in the area of the boundary surface or sealing surface facing the cylinder corresponds to the entire cylinder cross-sectional area, so that a much faster filling of the cylinder or a faster discharge of exhaust gases is made possible is, the inlet and the outlet channel are preferably designed according to the invention so that they release the entire cylinder cross section.
  • the control times are determined by the cylinder bore, the path of movement of the cylinder head and the arrangement of the control channel openings on the sealing surface.
  • cooling channels are provided in the cylinder head at least in the region of the inlet channel.
  • the cylinder head be designed with an ignition unit and / or an injection system.
  • the ignition unit is formed by a spark plug for a petrol, for example, while the fuel injection element is preferably formed by a pump nozzle element for a diesel fuel.
  • the fuel injection element is preferably provided in addition to the ignition unit.
  • the cylinder head is designed as a slide or rotary slide valve, so that due to the small, moving masses, a proper sealing effect can easily be maintained.
  • a drive of the relative movement between the cylinder head and cylinder includes a variable translation and / or servo elements.
  • the rotary slide is mounted rotatably about an axis parallel to the longitudinal axis of the cylinder, which preferably runs centrally in the rotary slide, whereby by providing an essentially flat boundary surface or sealing surface facing the cylinder Using simple sealing elements can cause the different rotational positions to achieve the desired motor control.
  • the inflow opening of the intake duct can be connected to a fresh gas supply line essentially centrally in the rotary valve in the rotary valve.
  • the aim being a minimal heating of the cylinder head or rotary valve to avoid excessive thermal stress on the cylinder head and its storage or small, thermal expansion of the fresh gases, is preferred according to another Embodiment provided that the exhaust duct is guided by the shortest route through the rotary valve and opens into an exhaust pipe, which is arranged in a housing surrounding the rotary valve.
  • connections for a coolant supply and a coolant discharge in the area of the rotary and / or drive shaft of the rotary valve are provided and these open into the channels formed in the rotary valve.
  • an axial bearing of the rotary valve is arranged above the outlet channel.
  • a relative movement of a cylinder head with respect to at least one cylinder as described above, whereby, for example, a translationally movable slide or a rotary slide valve can be used
  • a plurality of pistons and cylinders cooperate with a swash plate which acts can be coupled to the output shaft, and that the cylinders can be rotated together with the swash plate relative to the cylinder head.
  • the cylinder head When using such an internal combustion engine as a two-stroke engine, the cylinder head is designed to be stationary while at least one cylinder moves with the swash plate, while when using such an engine as a four-stroke engine, the cylinder head also moves at half the speed of the speed of the cylinders moving with the swash plate ,
  • the power transmission between the piston and the output shaft takes place by means of a swash plate, whereby either the block of one or more cylinders or the swash plate is designed to be stationary relative to the motor housing and the slide or rotary valve according to the working principle of the motor in In the case of a four-stroke engine, the speed of the swash plate or the cylinder block is driven at half the speed, and in the case of a two-stroke engine, the speed of the swash plate or the cylinder block is driven.
  • a block of at least one piston and cylinder cooperates with a swash plate, and either the cylinder block or the swash
  • the shape of the combustion chamber in the piston crown can be designed almost without restrictions, since no valve pockets are necessary. At the same time, a high surface quality can be achieved inexpensively. This will ensure knock-free operation of the engine also possible with large compression values, which increases the thermal efficiency.
  • a rotary slide valve promotes the gas exchange processes due to the centrifugal pump effect.
  • the manufacturing costs are reduced because fewer individual parts have to be manufactured and assembled, and thus less commissioning is required.
  • a rotary valve cooperate with a plurality of cylinders arranged essentially symmetrically about or to the axis of rotation or drive of the rotary valve, it being further proposed in this connection that two Crankshafts are coupled to a spur gear drive, on which one of the gear wheels is formed in two parts and the two parts are braced against one another by a rotary piston motor integrated in the gear wheel.
  • the rotary piston engine is advantageously driven by the pressure oil supply, which also serves to lubricate the crank mechanism.
  • the symmetrical structure and the counter-rotating crankshafts ensure smooth running due to the equalization of the acceleration forces and moments.
  • V-engines To provide so-called V-engines, it is proposed that the boundary surface or sealing surface of the rotary valve facing the cylinders is dome-shaped and that cylinders arranged in a spatial V arrangement cooperate with the rotary valve, a common crankshaft or Swashplate or swashplate is provided.
  • the modular design of multi-cylinder engines is generally possible due to the compact design of the above engine construction variants, it being proposed in this context according to a further preferred embodiment that similar engine modules can be assembled into multi-cylinder engines by sequential alignment.
  • a plurality of cylinders and pairs of rotary slide valves be designed or arranged in an integral multiple of eight cylinders in a double-row boxer arrangement. It can be provided that two rotary valves, each with four circularly symmetrical cylinders are arranged according to the boxer principle and drive one or two crankshafts. By sequential arrangement of this type, engines with large numbers of cylinders, e.g. 16, 24, 32 or more cylinders.
  • the engines designed according to the invention can operate both on the four-stroke principle and on the two-stroke principle.
  • the working principle is determined by the gear ratio between crankshaft or swash plate or swash plate and slide or rotary valve or cylinder head, which is 1: 2 in the case of the four-stroke principle and 1: 1 in the case of the two-stroke principle.
  • FIG. 1 shows partial sectional views of a single-cylinder engine according to the invention with an oblique position between the cylinder axis and the rotary slide axis, a suction being shown in FIG. 1 a, ignition being shown in FIG. 1 b and ejection being shown in FIG. 1 c;
  • Fig. 2 shows a schematic section through a two-cylinder two-stroke engine according to the invention in a V-arrangement, one for power transmission between the piston and the drive shaft
  • FIG. 3 in a representation similar to Fig. 1 shows a modified single-cylinder engine according to the invention with a slide which can be moved in translation, wherein suction is shown in FIG. 3a, ignition is shown in FIG. 3b and ejection is shown in FIG. 3c; 4 shows a modified embodiment of a construction of a two-stroke engine, wherein a plurality of cylinders with a swash plate can be moved relative to a fixed cylinder head;
  • FIG. 5 shows a modified embodiment of an internal combustion engine according to the invention, a plurality of cylinders interacting with a swash plate and being movable relative to a cylinder head designed as a rotary valve in order to form a four-stroke engine;
  • FIG. 6 shows partial sectional views similar to FIG. 1 of a further modified embodiment of an internal combustion engine according to the invention with a rotary slide valve, wherein suction is shown in FIG. 6a, ignition is shown in FIG. 6b and ejection is shown in FIG. 6c ; 7 shows a schematic section through a four-cylinder engine according to the invention in a 0 arrangement; 8 shows a schematic top view of a boundary surface or sealing surface of the rotary valve according to FIG. 6;
  • FIG. 9 shows, in a representation similar to FIG. 8, a plan view of a boundary surface or sealing surface of a rotary valve according to a modified embodiment.
  • Fig. 10 is a schematic section through an eight-cylinder engine according to the invention in a double O boxer arrangement.
  • FIG. 1 shows a first embodiment of a single-cylinder engine, the rotary slide valve 1 having an axis which is inclined relative to the cylinder 3, with FIG. 1 a suctioning through an inlet duct 9 being shown in FIG. 1b shows an ignition timing in cooperation with an ignition element indicated by 8, while in FIG. 1c the ejection process of an application via the outlet channel 9 is indicated.
  • a sealing element 5 cooperates with a spherical sealing surface.
  • FIG. 6 shows an embodiment of an internal combustion engine, a cylinder head in the form of a rotary valve 1 being rotatably mounted in a rotary valve housing 2 relative to a cylinder 3, in which a piston 4 is provided.
  • 5 designates a movable, in particular rotatable sealing element between the rotary valve 1 and the cylinder bore facing the rotary valve 1, the piston 4 being driven as a power transmission via a crankshaft 6 and a connecting rod 7 for a reciprocating movement.
  • 8 denotes an ignition element integrated in the rotary valve 1, for example a spark plug for a gasoline engine
  • a curved inlet channel 9 is also provided in the rotary valve 1, as can be seen from FIG. 6a.
  • an outlet channel 10 is provided in the rotary valve 1, which is designed as a volume body, as can be seen from FIG. 6c.
  • the sealing element 5 is movable, for example, due to the different circumferential speeds of the cylinder head designed as a rotary valve 1 in the region of the receptacle at the end of the cylinder 3 facing the rotary valve 1, whereby the movement, in particular rotary movement, of the sealing element causes a grinding process between the sealing element 5 and the surface or sealing surface 24 of the cylinder head or rotary valve 1 facing the sealing element 5, so that a corresponding reliable sige and good sealing is achievable. If necessary, a corresponding drive for a driven rotary movement of the sealing element 5 could also be provided in the receiving opening of the cylinder 3.
  • the sealing element 5 according to FIG. 6 represents, as a flat sealing element, the limit case of a sealing element which interacts with a spherical surface with an infinitely large radius.
  • the sealing element 5 is in contact with the interacting surface or sealing surface 24, for example by providing a spring of the rotary valve 1 is brought, whereby the sealing effect can be increased further, as is also indicated, for example, in FIGS. 4 and 5.
  • the pressure in the combustion chamber also acts under the sealing element 5, so that an additional contact effect on the sealing element 5 in the direction of the interacting surface or sealing surface 24 of the cylinder head or rotary valve 1 can be achieved.
  • a fuel / air mixture is introduced, the composition of which is metered via a conventional mixture preparation, for example a throttle valve 11 and an injection nozzle 12 in the inlet channel 9, which opens directly into the cylinder 3, whereby it can be seen that the
  • Cross section of the inlet duct 9 corresponds essentially to the entire cylinder bore of the cylinder 3.
  • 13 indicates a radial bearing and 14 an axial bearing, the rotary valve 1 being driven about an axis substantially parallel to the cylinder axis by a drive shaft 15.
  • a helical gear mechanism is also indicated at 16, which serves to drive the rotary valve 1 through the crankshaft 6.
  • 17 denotes an electrode with a distributor function and 18 represents a labyrinth seal in the region of the boundary surface of the rotary valve 1 facing away from the cylinder, by means of which the spaces for fresh gas or exhaust gas are separated from one another.
  • a plurality of coolant channels, designated 20, are provided for cooling the rotary valve 1, a coolant inlet being indicated by 21 and a coolant outlet being indicated by 22.
  • the coolant inlet 21 and the coolant outlet 22 are formed concentrically with the drive shaft 15 or in a double-walled drive shaft 15.
  • FIG. 6 a hydraulic compression adjustment with ring piston is designated in FIG. 6, which makes it possible to move the rotary valve 1 relative to the cylinder 3 in the longitudinal direction of the drive axis or shaft 15, as a result of which the compression ratio in the cylinder 3 is correspondingly different Working conditions can be influenced or adjusted.
  • At least one of the inlet channel 9 and the outlet channel is 10 in the area of the boundary surface or sealing surface designated by 24 of the rotary slide valve 1 with respect to the cylinder 3 with a clear cross section corresponding to the cylinder bore, so that the complete cross section of the cylinder bore is available for suction or ejection during the rotary movement of the rotary slide valve 1 can be put.
  • the outlet duct 10 is indicated with a reduction in cross section, so that the exhaust duct time can be shortened by reducing the cross section of the outlet duct 10 if the inlet control time is extended.
  • the ignition element is again indicated by 8 in FIGS. 8 and 9.
  • a spark plug for the gasoline engine shown in FIG. 6 when using the rotary valve 1 for a diesel engine, a corresponding pump-nozzle element could be provided, the fuel of which is supplied by a multi-walled drive shaft 15.
  • both the outlet duct 10 and the inlet duct 9 are provided along curved paths in the cylinder head or rotary valve 1 designed as a solid, so that a direct connection of the inlet duct 9 to a fresh gas supply line 25 is possible , while in the ejection process shown in Fig. 6c it can be seen that the outlet channel 10 leads into an exhaust gas discharge line 26 in the rotary valve housing 2.
  • FIG. 7 shows a four-cylinder engine in an O arrangement, the reference symbols of the preceding figures being retained for the same components. From Fig. 7 it can be seen that one of the cylinders 3 via the inlet duct 9 is in the intake process shown in Figs.
  • Fig. 7 it can be seen that two parallel crankshafts 6 are provided which are coupled to one another via a spur gear 27.
  • FIG. 2 shows a modified embodiment of an internal combustion engine, the output shaft 40 also being designed as the drive shaft of the rotary slide valve 1 and being inclined to the axes of the cylinders 3, so that there is a spatial V arrangement of the cylinders.
  • a swash plate 46 is provided, which is connected to the pistons 4 by pressure rods 42. 7, one of the cylinders 3 is connected to the inlet channel 9, while another cylinder 3 is shown in connection with the outlet channel 10.
  • the boundary surface or sealing face facing the cylinders surface 24 of the rotary valve 1 is dome-shaped.
  • FIG. 10 shows an eight-cylinder engine in a double O-boxer arrangement, two rotary valves 1 being coupled via a common drive shaft 15 and, in addition, two crankshafts 6 being provided, which in turn are circularly symmetrical relative to the drive shaft or rotary shaft 15 arranged cylinders 3 cooperate.
  • the further operation is similar to the previous embodiments, so that a new description is not necessary.
  • FIG. 3 again shows a further modified embodiment of a single-cylinder engine in a representation similar to FIG. 1, a slide 28 that can be moved translationally or in one plane along a closed path being movable relative to the cylinder 3.
  • the position of the slide 28 and its path of movement is sketched in the lower sub-images.
  • the slide 28 in turn includes parts of the inlet channel 9 and the outlet channel 10, which are moved with the slide 28 and whose side facing away from the cylinder 3 is connected to fixed lines for fresh gas supply 25 and exhaust gas discharge 26 by flexible hose lines, not shown, in Fig. 3a it is shown how the inlet duct 9 is connected to the cylinder 3, a piston 4 in turn being movable in the cylinder 3.
  • the piston 4 is driven via a crankshaft 6 and a connecting rod 7 for a reciprocating movement in the cylinder 3.
  • FIG. 3b again shows an ignition timing in cooperation with an ignition element, again designated 8. represents, while the ejection process is shown in Fig. 3c, wherein the cylinder bore is in communication with the exhaust port 10.
  • Swirl-promoting surface structures 31 are indicated in the region of the piston crown 30 defined by the top of the piston 4.
  • schematically indicated elevations 32 can also be provided in the inlet channel 9, for example in order to achieve a swirl-promoting effect by means of an overall spiral arrangement of such elevations 32 and grooves or recesses 33 therebetween.
  • FIG. 5 shows a further modified embodiment of an internal combustion engine, a cylinder head designed as a rotary valve 1 being rotatably received in a rotary valve housing 2.
  • a plurality of cylinders again designated by 3 are coupled to a swash plate 41 which can be rotated about an output shaft 40 via piston rods 42, so that the piston 4 in FIG. 5 shown embodiment, the cylinders 3 according to their move different working strokes together with the swash plate 41.
  • sealing elements 5 are again provided, which are pressed by the spring element designated 43 in the direction of the sealing surface of the cylinder head or rotary valve 1, in order to ensure a secure system and the To improve the sealing effect. Due to the notches 45 on the underside of the sealing element 5, the combustion pressure can also act under the sealing element 5 and under the spring element 43 and thus increases the contact pressure in work cycles with high combustion chamber pressure.
  • Swash plate 41 is rotatable.
  • FIG. 4 shows a modified embodiment of an internal combustion engine in a representation similar to FIG. 5, again a plurality of cylinders 3 being coupled to a swash plate 41, in contrast to the embodiment according to FIG. 5 for the one in FIG. 4 Embodiment shown, the cylinder head plate 44 is fixed to the engine housing, resulting in an engine that works on the two-stroke principle.
  • Charge changes are supported by an ordinary charging aid (not shown), for example a blower or a turbocharger.
  • an ordinary charging aid for example a blower or a turbocharger.
  • sealing elements 5 are used, which can be pressed against the sealing surface of the cylinder head 44 by a spring element 43 and are additionally pressed pneumatically by the combustion chamber pressure.
  • FIGS. 4 and 5 correspond to the elements shown in the preceding embodiments and are identified by the same reference numerals, so that a detailed discussion or description can be omitted.

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Abstract

Bei einem Verbrennungsmotor mit mindestens einem Zylinder (3), einem Kolben (4) und einer Abtriebswelle, die mit einer Kraftübertragung an den Kolben (4) gekoppelt ist, und wenigstens einem Zylinderkopf (1), wobei zwischen dem bzw. den Zylinder(n) (3) und dem bzw. den Zylinderkopf (-köpfen) (1) eine zyklische Relativbewegung ausführbar ist, wobei zwischen dem Zylinder (3) und dem Zylinderkopf (1) ein be­wegliches, insbesondere in der zwischen dem Zylinder (3) und dem Zylinderkopf (1) definierten Ebene drehbares Dicht­element (5) vorgesehen ist, ist vorgesehen, dass das Dichtelement im Betrieb gegen den Zylinderkopf (1) andrückbar zu einer Bewegung, insbesondere Drehbewegung, antreib­bar ist, und mit einer kugelförmigen Dichtfläche zusammen­wirkt, wobei zwischen dem Zylinderkopf (1) und dem Dichtelement (5) ­ ein Einschleifvorgang durch die Relativbewegung zwischen dem Dichtelement (5) und dem Zylinderkopf (1) vorgesehen ist, wodurch sich mit einem einfachen, konstruktiven Aufbau eine zuverlässige Abdichtung zwischen eine Relativbewegung ausführenden Elementen des Verbrennungsmotors erzielen lässt.

Description

VERBRENNUNGSMOTOR MIT ROTATIONSVENTILΞN
Die vorliegende Erfindung bezieht sich auf einen Verbrennungsmotor mit mindestens einem Zylinder, einem Kolben und einer Abtriebswelle, die mit einer Kraftübertragung an den Kolben gekoppelt ist, und wenigstens einem Zylinderkopf, wobei zwischen dem bzw. den Zylinder (n) und dem bzw. den Zylinderkop (-köpfen) eine zyklische Relativbewegung ausführbar ist, wobei zwischen dem Zylinder und dem Zylinder- köpf ein bewegliches, insbesondere in der zwischen dem Zylinder und dem Zylinderkopf definierten Ebene drehbares Dichtelement vorgesehen ist .
Verbrennungsmotoren finden breite Anwendung besonders zum Antrieb von Kraftfahrzeugen. Sie werden beispielsweise als Viertaktmotoren ausgebildet, bei denen ein Kurbeltrieb die durch Gasdruck hervorgerufene translatorische Bewegung der Kolben in eine rotatorische Bewegung einer Kurbelwelle umsetzt .
Die Steuerung der Ladungswechsel erfolgt meist durch Ventile, die im Zylinderkopf angeordnet sind und über eine oder mehrere Nockenwellen angetrieben werden. Das Schließen der Ventile erfolgt überwiegend durch Federkraft. Zusätz- lieh werden die Ventile während des Verdichtungstaktes und während des Verbrennungstaktes durch den Druck im Brennraum gegen die Sitzflächen gedrückt und dichten damit sehr gut den Brennraum ab. Aufgrund der guten Dichteigenschaften sind Ventile zur Ladungswechselsteuerung bis heute geläu- fig. Die Ausführung der LadungswechselSteuerung mit Ventilen schränkt die Leistungsfähigkeit des Motors stark ein. Dieses Steuerungsprinzip begrenzt : die Maximaldrehzahl, die gewöhnlich durch das Abheben der Ventile vom Steuernocken begrenzt wird, wenn die Beschleunigungskräfte größer werden als die Federkräfte, den Füllgrad des Brennraumes durch die Strömungsverluste, die sich im freien Querschnitt zwischen Ventil und Ventilsitzring beim Ladungswechselvorgang ergeben, und - den Wirkungsgrad des Motors, der durch die große Reibarbeit im Ventiltrieb besonders bei großen Drehzahlen vermindert wird.
Vorrangig mit dem Ziel der Drehzahlsteigerung werden abwei- chend von derartigen Ventilsteuerungen für Verbrennungsmotoren unter anderem ventillose Motorsteuerungen insbesondere unter Verwendung von Drehschiebern vorgeschlagen, wobei in diesem Zusammenhang beispielsweise auf die DE-B 839 575, DE-A 197 15 888, DE-A 199 33 925, DE-A 175 15 06 , DE-A 100 07 835, DE-A 100 11 321, US-A 5 052 349, US-A 5 967 108 oder US-A 5 878 707 verwiesen wird. Diese bekannten Ausführungsformen sehen allgemein walzen-, röhr- oder scheibenförmige Drehschieber vor, welche jedoch im wesentlichen in feststehenden Zylinderköpfen in oder vor Kanalöffnungen arbeiten, deren Position relativ zum Zylinder unveränderlich ist, wodurch jeweils nur ein Teil der Querschnittsfläche des Zylinders für die Ladungswechselvorgänge freigegeben wird.
Eine Ausbildung der eingangs genannten Art ist beispielsweise der DE-A 43 24 263 zu entnehmen. Nachteilig bei dieser bekannten Ausführungsform ist jedoch, daß die Kanal- führung im Drehschieber gemäß diesem Stand der Technik nur kleine Öffnungen für einen Ladungswechsel zuläßt, da der Schieber vor feststehenden Kanälen im Zylinderkopf arbeitet, deren Lage relativ zum Zylinder nicht veränderbar ist .
Bei der US-A 2 224 688 sowie der US-A 5 474 036 ist vorgesehen, daß jeweils ein Dichtelement konzentrisch zu einem Drehschieber angeordnet ist. Der US-A 6 155 205 ist eine Ausbildung zu entnehmen, bei welcher Dichtelemente nicht in einer Dichtebene drehbar gelagert sind. Sämtlichen dieser Literaturstellen ist gemeinsam, daß bei allen Dichtsystemen ein Punkt auf dem Drehschieber jeweils dieselbe Bahn auf der Gegenfläche bzw. Dichtfläche überstreicht, wobei dies, wie oben ausführlich erläutert, insbesondere in einem Dauerbetrieb zu Dichtproblemen führt, wenn Verschleißerscheinungen einsetzen oder Fremdkörper eindringen, da derartige eindringende Fremdkörper jeweils zu einer Ausbildung von tiefen Riefen bzw. Rillen führen.
Eine effektive Mutzung von Drehschiebervorteilen findet sich in den Schriften US-A 5 579 734, US-A 5 816 203 und US-A 6 155 215, in welchen ein Drehschiebermotor beschrieben ist, bei dem der Drehschieber den gesamten Zylinderquerschnitt abdeckt und damit auch die Funktion des Zylin- derkopfes beinhaltet (Zündquelle, Gemischaufbereitung, teilweise Brennraum) . Dadurch wird es möglich, große Steuerquerschnitte bis hin zu 100 % der Zylinderquerschnittsflache für den Ladungswechsel freizugeben und damit auch ohne Aufladung des Motors gute Füllgrade zu erreichen. Der beschriebene Motor hat jedoch bisher nicht Serienreife er-reicht, da: das verwendete Dichtsystem aufgrund seiner Komplexität mit hohem Fertigungsaufwand verbunden ist, das Dichtsystem im Dauerbetrieb zu empfindlich auf Änderungen der Betriebsbedingungen reagiert , das Dichtsystem zu große Reibmomente am Drehschieber erzeugt oder aber große Schmiermittelmengen benötigt, die schlechte Abgaswerte hervorrufen, die Ringbreite des Dichtelementes kleiner ist als die Öffnungen in der Dichtfläche des Drehschiebers, die den Dichtring in dem Kompressions- und dem Verbrennungstakt überstreichen, weshalb es zu Druckverlusten kommt, - die Gemischaufbereitung innerhalb des Drehschiebers erfolgt und die störfreie Signalübertragung der Steuersignale zu den Aktuatoren nur schwer sichergestellt werden kann, die Aufladung durch die Luftschaufel am Drehschieber zu Undefinierten, schwer meßbaren Luftmengen im Brennraum führt, und dadurch eine genaue Gemischzusammensetzung im Falle der Verbrennung von Ottokraftstoff erschwert wird, und der Durchmesser der Drehschieberlagerung so groß ist, daß die Lagerung nicht genügend Drehzahlfestigkeit auf- weist.
Die vorliegende Erfindung zielt darauf ab, einen Verbrennungsmotor der eingangs genannten Art dahingehend weiterzubilden, daß gegenüber derartigen bekannten Ausbildungen von Verbrennungsmotoren eine zuverlässige Abdichtung zwischen den relativ zueinander beweglichen Elementen, insbesondere dem bzw. den Zylinder (n) und dem Zylinderkopf des Verbrennungsmotors zur Verfügung gestellt werden kann.
Zur Lösung dieser Aufgaben ist der erfindungsgemäße Verbrennungsmotor ausgehend von einem Verbrennungsmotor der eingangs genannten Art im wesentlichen dadurch gekennzeichnet, daß das Dichtelement im Betrieb gegen den Zylinderkopf andrückbar und zu einer Bewegung, insbesondere Drehbewegung, antreibbar ist, und mit einer kugelförmigen Dichtfläche zusammenwirkt, wobei zwischen dem Zylinderkopf und dem Dichtelement ein Einschleifvorgang durch die Relativbewe- gung zwischen dem Dichtelement und dem Zylinderkopf vorgesehen ist. Da erfindungsgemäß zwischen dem bzw. jedem Zylinder und dem Zylinderkopf ein bewegliches, insbesondere drehbares Dichtelement vorgesehen ist, wird eine zuverlässige Abdichtung zwischen den relativ zueinander beweglichen bzw. eine zyklische Relativbewegung ausführenden Elementen des Verbrennungsmotors, insbesondere des bzw. der Zylinder (s) und des bzw. der Zylinderkop s (-köpfe) erzielbar. Die Bewegung des Dichtelements, welches gegen den Zylinderkopf andrückbar ist und mit einer kugelförmigen Dichtfläche zusammenwirkt, kann hiebei im wesentlichen selbsttätig durch an unterschiedlichen Umfangsabschnitten des jeweiligen Dichtelements jeweils unterschiedlichen Relativgeschwindigkeiten zwischen den einzelnen, relativ zueinander bewegbaren Elementen des Verbrennungsmotors bewirkt werden. Durch die zyklische Relativbewegung ergibt sich insbesondere eine im wesentlichen drehende bzw. rotierende Bewegung des Dichtelements, so daß sich ein entsprechender Einschleifvorgang zur Erzielung entsprechend guter Dichtverhältnisse erzielen läßt. Der erfindungsgemäß bewirkte Ein- schleifvorgang zwischen dem Zylinderkopf und dem Dichtelement führt hiebei zu besonders glatten Dichtflächen mit einem hohen Flächentraganteil . Die kugelförmige Dichtfläche ermöglicht insbesondere eine größere, konstruktive Freiheit in bezug auf die relative Anordnung bzw. Orientierung zwi- sehen Zylinder und Zylinderkopf.
Zur Verbesserung der Dichtwirkung und zur Verbesserung der Anlage des Dichtelements, welches zum Beispiel in einer entsprechenden Ausnehmung im Bereich des zum Zylinderkopf gewandten Endes des Zylinders aufgenommen ist, wird gemäß einer weiters bevorzugten Ausführungsform vorgeschlagen, daß das Dichtelement zusätzlich im wesentlichen in Längs- richtung der Zylinderachse verschieblich ist.
Falls die durch eine Relativbewegung zwischen dem einzelnen Zylinder und dem Zylinderkopf bewirkte Drehbewegung bzw. allgemeine Bewegung des Dichtelements nicht für einen ord- nungsgemaßen Einschleifvorgang und eine damit verbundene, gute Dichtwirkung ausreichend sein sollte, wird gemäß einer weiters bevorzugten Ausführungsform vorgeschlagen, daß das Dichtelement zu einer Drehbewegung zwischen dem Zylinder und dem Zylinderkopf antreibbar ist, wobei durch einen der- artigen gezielten Antrieb des Dichtelements relativ beispielsweise zur anliegenden Oberfläche bzw. Dichtfläche des Zylinderkopfs die Dichtwirkung entsprechend verbessert werden kann.
Zur Erzielung einer zusätzlichen Anpreßkraft des Dichtelements insbesondere in Arbeitstakten mit hohem Brennraumdruck an die Dichtfläche wird gemäß einer weiters bevorzugten Ausführungsform vorgeschlagen, daß unter dem Dichtelement und/oder dem Federelement ein Hohlraum vorgesehen ist, welcher über Öffnungen bzw. Kanäle mit dem Brennraum in Verbindung steht .
Unter Berücksichtigung der Relativbewegung zwischen einem einzelnen Zylinder und dem zugehörigen Zylinderkopf ist zur weiteren Verbesserung der Abdichtwirkung darüber hinaus vorgesehen, daß die Breite des Dichtelementes breiter ist als die größte Öffnung des Zylinderkopfes, die im Kompressions- bzw. im Arbeitstakt das Dichtelement überstreicht, wie dies einer weiters bevorzugten Ausführungsform des erfindungsgemäßen Verbrennungsmotors entspricht .
Zur Verbesserung des Verbrennungsvorgangs im Zylinder bei gleichzeitiger Aufrechterhaltung einer ordnungsgemäßen Abdichtung wird gemäß einer weiters bevorzugten Ausführungs- form vorgeschlagen, daß der Brennraum überwiegend im Kolben bzw. Kolbenboden ausgebildet ist.
Für eine Verstärkung der Durchmischung des Frischgasgemisches aus Kraftstoff und Verbrennungsluft wird gemäß einer weiters bevorzugten Ausführungsform vorgeschlagen, daß der Einlaßkanal und/oder der Kolbenboden eine drallfördernde Form und/oder Oberfläche, beispielsweise Nuten und/ oder Erhebungen im Einlaßkanal oder spiralförmige Nuten und/oder Erhebungen auf der Quetschkante des Kolbenbodens aufweist .
Zur Erzielung variabler Kompressionswerte unter Aufrechter- haltung der verbesserten Dichtwirkung wird gemäß einer weiters bevorzugten Ausführungsform vorgeschlagen, daß der Zylinderkopf in Richtung der Zylinderachsen bewegbar und verstellbar ist und daß das Dichtelement zwischen dem Zylinderkopf und dem Zylinder längenveränderlich oder ver- schieblich ist.
Wie oben ausgeführt, wird eine Abdichtung zwischen einem einzelnen Zylinder und einem Zylinderkopf über ein insbesondere kreisringförmiges Dichtelement erzielt, während jeweils ein Kolben und Zylinder in der üblichen Weise mit Kolbenringen abgedichtet sind. Zur Erzielung einer entsprechenden Abdichtung bei unterschiedlicher, gegenseitiger Anordnung zwischen den Zylinderachsen bzw. Mittelachsen der einzelnen Zylinder und der damit zusammenwirkenden bzw. relativ hiezu beweglichen Zylinderköpfe wird gemäß einer weiters bevorzugten Ausführungsform vorgeschlagen, daß bei paralleler Lage der Drehachse (n) des (der) Dichtelements (e) zu der Drehachse oder der (den) Bewegungsachse (n) des Zylinderkopfes eine ebene Dichtfläche auf dem Zylinderkopf ausgebildet ist und bei nicht paralleler Lage eine kugelförmige Dichtfläche mit konkaver oder konvexer Form ausgebildet ist. Es ergibt sich wiederum, daß beispielsweise durch unterschiedlich große Relativgeschwindigkeiten zwischen einzelnen Umfangsabschnitten des Dichtelements und dem Zylinderkopf das Dichtelement insbesondere zu einer Drehbewegung angetrieben wird, so daß sich durch den erfindungsgemäß vorgesehenen Einschleifvorgang ideal glatte und formschlüssige Dichtflächen ergeben und eine dauerhaft gute Dichtwirkung erzielbar ist, wobei dies unabhängig von der relativen Lage zwischen den einzelnen Achsen der Zylinder und der Bewegungsbahn des Zylinderkopfs ist. Eine ebene Dichtfläche entspricht dem Grenzfall einer kugelförmigen Oberfläche mit unendlich großem Radius.
Zur Erzielung einer entsprechend guten Verschleißbeständigkeit der Dichtelemente zwischen den relativ zueinander beweglichen Elementen des erfindungsgemäßen Verbrennungs- motors ist gemäß einer weiters bevorzugten Ausführungsform vorgesehen, daß das Dichtelement und/oder die Dichtfläche des Zylinderkopfes mit einer Beschichtung aus einem verschleißfesten bzw. reibungsarmen Material, z.B. Keramikwerkstoff, versehen ist.
Zur Erzielung entsprechend großer, lichter Querschnitte für Ladungswechselvorgänge bei Aufrechterhaltung einer ordnungsgemäßen Abdichtung wird gemäß einer weiters bevorzug- ten Ausführungsform vorgeschlagen, daß der Zylinderkopf die gesamte Zylinderbohrung abdeckt und in seinen Abmessungen größer als die Zylinderbohrung ist und daß Teile mindestens eines Einlaßkanals und mindestens eines Auslaßkanals in den Zylinderkopf integriert sind, welche an einer zylindersei- tigen Begrenzungsfläche bzw. Dichtfläche des Zylinderkopfs mit der Zylinderbohrung in Verbindung zu bringen sind und an dem von dem Zylinder abgewandten Ende mit einer Frischgas-Zufuhrleitung bzw. einer Abgasleitung zu verbinden sind.
Beispielsweise können an die erfindungsgemäß im Zylinderkopf integrierten Teile bzw. Bereiche des Einlaßkanals bzw. des Auslaßkanals flexible Gasleitungen angeschlossen wer- den, welche somit in Übereinstimmung mit den für LadungswechselVorgänge vorzunehmenden zyklischen Bewegungen des Zylinderkopfs ebenfalls zumindest im Bereich ihrer Anschlußstelle an dem Einlaßkanal sowie dem Auslaßkanal des Zylinderkopfs bewegbar sind.
Gemäß einer besonders bevorzugten Ausführungsform wird vorgeschlagen, daß der lichte Querschnitt des Einlaßkanals und/oder des Auslaßkanals im Bereich der zum Zylinder gewandten Begrenzungsfläche bzw. Dichtfläche der gesamten Zylinderquerschnittsfläche entspricht, so daß ein wesentlich rascheres Befüllen des Zylinders bzw. ein rascheres Ausbringen von Abgasen ermöglicht wird, wobei der Einlaß- und der Auslaßkanal erfindungsgemäß vorzugsweise so ausgelegt werden, daß sie den gesamten Zylinderquerschnitt frei- geben. Die Steuerzeiten werden durch die Zylinderbohrung, die Bewegungsbahn des Zylinderkopfs und die Anordnung der Steuerkanalöffnungen auf der Dichtfläche bestimmt . Zur Kühlung des Zylinderkopfs wird gemäß einer weiters bevorzugten Ausführungsform vorgeschlagen, daß im Zylinderkopf zumindest im Bereich des Einlaßkanals Kühlkanäle vorgesehen sind.
Gemäß einer weiters bevorzugten Ausführungsform wird vorgeschlagen, daß der Zylinderkopf mit einer Zündeinheit und/oder einem Einspritzsystem ausgebildet ist.
Je nach Kraftstoffart ist beispielsweise für einen Ottokraftstoff die Zündeinheit von einer Zündkerze gebildet, während für einen Dieselkraftstoff bevorzugt das Kraftstoff-Einspritzelement von einem Pumpe-Düse-Element gebildet ist. Für die Direkteinspritzung von Ottokraftstoff wird bevorzugt neben der Zündeinheit ein Kraftstoff-Einspritzelement, insbesondere ein Pumpe-Düse-Element, vorgesehen.
Zur Erzielung von relativ kleinen, bewegten Massen wird gemäß einer weiters bevorzugten Ausführungsform vorgeschla- gen, daß der Zylinderkopf als Schieber bzw. Drehschieber ausgebildet ist, so daß sich durch die geringen, bewegten Massen einfach eine ordnungsgemäße Dichtwirkung aufrecht erhalten läßt .
Zur Erzielung variabler Steuerzeiten durch eine vor- oder nacheilende Relativbewegung zwischen Zylinderkopf und Zylinder des Schiebers bzw. Drehschiebers wird gemäß einer weiters bevorzugten Ausführungsform vorgeschlagen, daß ein Antrieb der Relativbewegung zwischen Zylinderkopf und Zylinder eine variable Übersetzung und/oder Servoelemente umfaßt . Gemäß einer weiters bevorzugten Ausführungsform ist erfindungsgemäß vorgesehen, daß der Drehschieber um eine zur Längsachse des Zylinders parallele Achse rotierbar gelagert ist, welche bevorzugt mittig im Drehschieber verläuft, wo- durch sich durch Vorsehen einer im wesentlichen ebenen, zum Zylinder gewandten Begrenzungsfläche bzw. Dichtfläche unter Verwendung von einfachen Dichtelementen die unterschiedlichen Drehstellungen zur Erzielung der gewünschten Motorsteuerung bewirken lassen.
Für eine Versorgung mit Kraftstoff/Luft-Gemisch bei Auf- rechterhaltung einer ordnungsgemäßen Abdichtung zwischen den relativ zueinander bewegbaren Teilen ist gemäß einer weiters bevorzugten Ausführungsform vorgesehen, daß im Drehschieber die Einströmöffnung des Ansaugkanals im wesentlichen mittig im Drehschieber an eine Frischgas-Zufuhrleitung anschließbar ist.
Zur Aufrechterhaltung einer ordnungsgemäßen Abdichtung zwi- sehen den relativ zueinander bewegbaren Teilen, wobei auf eine minimale Erwärmung des Zylinderkopfs bzw. Drehschiebers zur Vermeidung einer übermäßigen thermischen Beanspruchung desselben und dessen Lagerung bzw. kleine, thermische Expansion der Frischgase abgezielt wird, ist gemäß einer weiters bevorzugten Ausführungsform vorgesehen, daß der Abgaskanal auf kürzestem Wege durch den Drehschieber geführt ist und in eine Abgasleitung mündet, die in einem den Drehschieber umgebenden Gehäuse angeordnet ist.
Im Zusammenhang mit der Kühlung des Drehschiebers bzw. des Zylinderkopfs wird gemäß einer weiters bevorzugten Ausführungsform vorgeschlagen, daß Anschlüsse für eine Kühlmittelzufuhr und eine Kühlmittelableitung im Bereich der Dreh- und/oder Antriebswelle des Drehschiebers vorgesehen sind und diese in die im Drehschieber ausgebildeten Kanäle münden.
Zur Vermeidung einer übermäßigen Erwärmung des Drehschiebers bzw. Zylinderkopfs und einer damit verbundenen, vereinfachten Aufrechterhaltung einer ordnungsgemäßen Abdichtung wird gemäß einer weiters bevorzugten Ausführungsform vorgeschlagen, daß ein Axiallager des Drehschiebers über dem Auslaßkanal angeordnet ist. Durch Anordnung des Axiallagers in diesem Bereich kann es darüber hinaus mit kleinerem Durchmesser ausgeführt werden und es können durch die geringere Erwärmung auch größere Betriebsdrehzahlen ermöglicht werden.
Anstelle einer Relativbewegung eines Zylinderkopfs gegenüber wenigstens einem Zylinder, wie dies oben beschrieben wurde, wobei beispielsweise ein translatorisch bewegbarer Schieber oder ein Drehschieber Verwendung finden können, wird gemäß einer weiters abgewandelten Ausführungsform vorgeschlagen, daß eine Mehrzahl von Kolben und Zylindern mit einer Schrägscheibe zusammenwirkt, welche mit der Abtriebs- welle koppelbar ist, und daß die Zylinder gemeinsam mit der Schrägscheibe relativ zu dem Zylinderkopf drehbar sind. Bei Einsatz eines derartigen Verbrennungsmotors als Zweitaktmotor ist hiebei der Zylinderkopf feststehend ausgebildet, während sich wenigstens ein Zylinder mit der Schrägscheibe bewegt, während sich bei Einsatz eines derartigen Motors als Viertaktmotor der Zylinderkopf zusätzlich mit der halben Drehzahl der Drehzahl der sich mit der Schrägscheibe bewegenden Zylinder bewegt. In einer weiters abgewandelten Ausführungsform erfolgt die Kraftübertragung zwischen Kolben und Abtriebswelle durch eine Taumelscheibe, wobei entweder der Block aus einem bzw. mehreren Zylinder (n) oder die Taumelscheibe gegenüber dem Motorgehäuse feststehend ausgebildet ist und der Schieber bzw. Drehschieber gemäß dem Arbeitsprinzip des Motors im Falle eines Viertaktmotors mit der halben Drehzahl der Drehzahl der Taumelscheibe bzw. des Zylinderblockes und im Falle eines Zweitaktmotors mit der Drehzahl der Drehzahl der Taumelscheibe bzw. des Zylinderblockes angetrieben ist. Erfindungsgemäß ist in diesem Zusammenhang vorgesehen, daß ein Block von mindestens einem Kolben und Zylinder mit einer Taumelscheibe zusammenwirkt, und entweder der Zylinderblock oder die Taumelscheibe gegenüber dem Motorenge- häuse eine Drehbewegung ausführt und mit der Abtriebswelle gekoppelt ist .
Die Vorteile bzw. Vorzüge der erfindungsgemäßen Ausgestaltung des Verbrennungsmotors gegenüber üblichen Motorkon- struktionen sind im wesentlichen folgende: 1. Verbesserung des Wirkungsgrades
- Die großen Kanalquerschnitte verringern die Strömungs- verluste beim Ladungswechsel .
- Bei guter Lagerung des Schiebers bzw. Drehschiebers und bei geeigneter Materialpaarung mit dem Dichtelement sind die Reibungsverluste kleiner als die eines Ventiltriebes, besonders bei großen Drehzahlen. Darüber hinaus läßt sich zuverlässig die erforderliche Dichtwirkung erzielen.
- Die Brennraumform kann im Kolbenboden nahezu uneinge- schränkt gestaltet werden, da keine Ventiltaschen notwendig sind. Gleichzeitig ist eine hohe Oberflächengüte preiswert erzielbar. Dadurch wird ein klopffreier Betrieb des Motors auch bei großen Kompressionswerten möglich, was den thermischen Wirkungsgrad erhöht .
- Durch spiralförmige Strukturen auf der Quetschkante des Kolbenbodens kann eine starke Drallwirkung im Brennraum hervorgerufen werden, die zu homogener Verbrennung bei geringer Schadstoffkonzentration im Abgas führt.
- Ein Drehschieber fördert durch die fliehkraftbedingte Pumpwirkung die Ladungswechselvorgänge.
2. Vergrößerung des Arbeitsbereiches - Die Maximaldrehzahl wird nur mehr durch den Kurbeltrieb begrenzt, der bei entsprechender Auslegung wesentlich größere Drehzahlen zuläßt und damit größere Leistungen bei gleichem Hubraum ermöglicht.
Durch die geringen Strömungsverluste beim Ladungswechsel wird der Füllgrad besonders bei großen Drehzahlen wesentlich verbessert.
- Große Kompressionswerte ermöglichen größeres Drehmoment bei gleichem Hubraum.
3. Senkung der Herstellungs- und Betriebskosten - Die Fertigungskosten werden kleiner, da weniger Funktionsflächen mit kleinen Fertigungstoleranzen gefertigt werden müssen.
Die Herstellungskosten werden reduziert, da weniger Einzelteile zu fertigen und zu montieren sind und damit auch ein reduzierter Inbetriebnahmeaufwand benötigt wird.
- Die reduzierte Einzelteileanzahl vermindert die Lagerhaltungskosten und den Schulungsaufwand in Servicebetrieben.
Die besonders im Falle eines Drehschiebers oder Schräg- bzw. Taumelscheiben-Zweitakters vereinfachte Mechanik mit weniger Einzelteilen hat bei geeigneter Ausführung eine kleinere Ausfallwahrscheinlichkeit . Insbesondere unter Berücksichtigung der Tatsache, daß ein erfindungsgemäßes Steuerelement in Form eines Schiebers bzw. Drehschiebers bzw. Zylinderkopfes im wesentlichen die Abmessungen eines Zylinders übersteigt, lassen sich bei entsprechender Anordnung des Steuerelementes von diesem eine Mehrzahl von Zylindern steuern, so daß unter Einsatz einer entsprechend verringerten Anzahl von Steuerelementen Mehrzylindermotoren ausgeführt werden können.
Gemäß einer ersten Ausführungsform eines derartigen mehrzy- lindrigen Verbrennungsmotors wird vorgeschlagen, daß ein Drehschieber mit einer Mehrzahl von im wesentlichen symmetrisch um die bzw. zu der Dreh- bzw. Antriebsachse des Drehschiebers angeordneten Zylindern zusammenwirkt, wobei in diesem Zusammenhang weiters vorgeschlagen wird, daß zwei Kurbelwellen mit einem Stirnradantrieb gekoppelt sind, an dem eines der Zahnräder zweiteilig ausgebildet ist und die beiden Teile durch einen im Zahnrad integrierten Drehkolbenmotor gegeneinander verspannt sind. Der Antrieb des Drehkolbenmotors erfolgt vorteilhaft mit der Druckölversorgung, die auch zur Schmierung des Kurbeltriebes dient. Der symmetrische Aufbau und die gegenläufigen Kurbelwellen bewirken einen ruhigen Lauf aufgrund des Ausgleiches der Beschleunigungskräfte und -momente .
Zur Bereitstellung von sogenannten V-Motoren wird vorgeschlagen, daß die zu den Zylindern gewandte Begrenzungsfläche bzw. Dichtfläche des Drehschiebers kalottenartig ausgebildet ist und daß in räumlicher V-Anordnung angeordnete Zylinder mit dem Drehschieber zusammenwirken, wobei vorzugsweise für den Antrieb der Kolben eine gemeinsame Kurbelwelle bzw. Schrägscheibe bzw. Taumelscheibe vorgesehen ist . Allgemein ist durch die kompakte Gestaltung der obigen Motorbauvarianten die modulare Bauweise von Vielzylinder- motoren möglich, wobei in diesem Zusammenhang gemäß einer weiters bevorzugten Ausführungsform vorgeschlagen wird, daß gleichartige Motormodule durch sequentielle Aufreihung zu Vielzylindermotoren zusammenfügbar sind.
Mehrere gleichartige Motorenmodule lassen sich zur Lei- stungssteigerung und zur Verbesserung der Laufruhe sequentiell hintereinander anordnen und so können auf kostengünstige Weise Motoren mit großen Zylinderanzahlen wie z. B. 8, 12, 16 oder mehr Zylindern ausgeführt werden.
Gemäß einer abgewandelten Ausführungsform wird vorgeschlagen, daß eine Mehrzahl von Zylindern und Drehschieberpaaren in einem ganzzahligen Vielfachen von jeweils acht Zylindern in Doppelreihen-Boxeranordnung ausgeführt bzw. angeordnet sind. Dabei kann vorgesehen sein, daß zwei Drehschieber mit jeweils vier kreissymmetrisch angeordneten Zylindern nach dem Boxerprinzip angeordnet sind und eine oder zwei Kurbelwellen antreiben. Durch sequentielle Aufreihung dieser Bauart lassen sich auf kostengünstige Weise Motoren mit großen Zylinderanzahlen, wie z.B. 16, 24, 32 oder mehr Zy- lindern, ausführen.
Bei Mehrzylindermotoren ergeben sich zusätzlich folgende erfindungsgemäßen Vorteile gegenüber bekannten Bauweisen: 1. Bei allen Bauarten mit gegenläufigen Kurbelwellen ergibt sich eine besondere Laufruhe aufgrund des Ausgleichs der Massenkräfte und der Beschleunigungsmomente. Bauarten mit Schrägscheibe arbeiten besonders schwingungsarm, da keine translatorischen Bewegungen ausgeführt werden. 2. Die modulare Bauweise ermöglicht:
- Kostengünstige Herstellung von Vielzylindermotoren, da wenige Einzelteile mit großer Stückzahl hergestellt werden können. - Das Ersatzteilesortiment kann bei Modulbauweise mit wenigen Teilen für Motoren aller Leistungsklassen gehalten werden.
3. Bei Fahrzeugantrieben können auch bei begrenztem Raumangebot in der Karosserie Motoren mit großen Zylinderanzahlen untergebracht werden, die besondere Laufkultur ermöglichen.
Die erfindungsgemäß gestalteten Motoren können sowohl nach dem Viertaktprinzip als auch nach dem Zweitaktprinzip arbeiten. Das Arbeitsprinzip wird durch das Übersetzungsver- hältnis zwischen Kurbelwelle bzw. Schrägscheibe bzw. Taumelscheibe und Schieber bzw. Drehschieber bzw. Zylinderkopf bestimmt, das im Falle des Viertaktprinzips 1:2 und im Falle des Zweitaktprinzips 1:1 beträgt.
Die Erfindung wird nachfolgend anhand von in der beiliegenden Zeichnung schematisch dargestellten Ausführungsbeispielen näher erläutert. In dieser zeigen:
Fig. 1 teilweise Schnittansichten eines erfindungsgemäßen Einzylindermotors mit schiefwinkeliger Lage zwischen der Zylinderachse und der Drehschieberachse, wobei in Fig. la ein Ansaugen dargestellt ist, in Fig. lb ein Zünden dargestellt ist und in Fig. lc ein Ausstoßen dargestellt ist; Fig. 2 einen schematischen Schnitt durch einen erfindungsgemäßen Zweizylinder-Zweitaktmotor in V-Anordnung, wobei zur Kraftübertragung zwischen Kolben und Antriebswelle eine
Taumelscheibe vorgesehen ist;
Fig. 3 in einer zu Fig. 1 ähnlichen Darstellung einen abgewandelten, erfindungsgemäßen Einzylindermotor mit einem translatorisch bewegbaren Schieber, wobei in Fig. 3a ein Ansaugen dargestellt ist, in Fig. 3b ein Zünden dargestellt ist und in Fig. 3c ein Ausstoßen dargestellt ist; Fig. 4 eine abgewandelte Ausführungsform einer Konstruktion eines Zweitaktmotors, wobei eine Mehrzahl von Zylindern mit einer Schrägscheibe relativ zu einem feststehenden Zylinderkopf bewegbar ist;
Fig. 5 eine abgewandelte Ausführungsform eines erfindungs- gemäßen Verbrennungsmotors, wobei eine Mehrzahl von Zylin- dern mit einer Schrägscheibe zusammenwirkt und relativ zu einem als Drehschieber ausgebildeten Zylinderkopf bewegbar ist, um einen Viertaktmotor auszubilden;
Fig. 6 teilweise Schnittansichten ähnlich zu Fig. 1 einer weiters abgewandelten Ausführungsform eines erfindungsge- mäßen Verbrennungsmotors mit einem Drehschieber, wobei in Fig. 6a ein Ansaugen gezeigt ist, in Fig. 6b ein Zünden gezeigt ist und in Fig. 6c ein Ausstoßen gezeigt ist; Fig. 7 einen schematischen Schnitt durch einen erfindungsgemäßen Vierzylindermotor in 0-Anordnung; Fig. 8 eine schematische Draufsicht auf eine zum Zylinder gewandte Begrenzungsfläche bzw. Dichtfläche des Drehschiebers gemäß Fig . 6 ;
Fig. 9 in einer zu Fig. 8 ähnlichen Darstellung eine Draufsicht auf eine Begrenzungsfläche bzw. Dichtfläche eines Drehschiebers gemäß einer abgewandelten Ausführungsform; und
Fig. 10 einen schematischen Schnitt durch einen erfindungsgemäßen Achtzylindermotor in Doppel-O-Boxer-Anordnung.
In Fig. 1 ist eine erste Ausführungsform eines Einzylindermotors dargestellt, wobei der Drehschieber 1 eine relativ zum Zylinder 3 geneigte Achse aufweist, wobei in Fig. la ein Ansaugen über einen Einlaßkanal 9 dargestellt ist, in Fig. lb ein Zündzeitpunkt in Zusammenwirken mit einem mit 8 angedeuteten Zündelement ersichtlich ist, während in Fig. lc der Ausstoßvorgang eines Ausbringens über den Auslaßkanal 9 angedeutet ist. Ein Dichtelement 5 wirkt hiebei mit einer kugelförmigen Dichtfläche zusammen.
In Fig. 6 ist ebenso wie in Fig. 1 eine Ausführungsform eines Verbrennungsmotors dargestellt, wobei ein Zylinderkopf in Form eines Drehschiebers 1 in einem Drehschieberge- häuse 2 relativ zu einem Zylinder 3 drehbar gelagert ist, in welchem ein Kolben 4 vorgesehen ist. Mit 5 ist ein bewegbares, insbesondere drehbares Dichtelement zwischen dem Drehschieber 1 und der zum Drehschieber 1 gewandten Zylinderbohrung bezeichnet, wobei der Kolben 4 als Kraftübertra- gung über eine Kurbelwelle 6 und ein Pleuel 7 zu einer hin- und hergehenden Bewegung angetrieben wird. Während mit 8 ein im Drehschieber 1 integriertes Zündelement, beispielsweise eine Zündkerze für einen Ottomotor, bezeichnet ist, ist im Drehschieber 1 darüber hinaus ein gekrümmter Einlaß- kanal 9 vorgesehen, wie dies aus Fig. 6a ersichtlich ist. Weiters ist im Drehschieber 1, welcher als Volumenkδrper ausgebildet ist, ein Auslaßkanal 10 vorgesehen, wie dies aus Fig. 6c ersichtlich ist.
Das Dichtelement 5 ist beispielsweise bedingt durch die unterschiedlichen Umfangsgeschwindigkeiten des als Drehschieber 1 ausgebildeten Zylinderkopfs in dem Bereich der Aufnahme am zum Drehschieber 1 gewandten Ende des Zylinders 3 bewegbar, wobei sich durch die Bewegung, insbesondere Drehbewegung, des Dichtelements ein Einschleifvorgang zwischen dem Dichtelement 5 und der zum Dichtelement 5 gewandten Oberfläche bzw. Dichtfläche 24 des Zylinderkopfs bzw. Drehschiebers 1 ergibt, so daß eine entsprechende zuverläs- sige und gute Abdichtung erzielbar ist. Nötigenfalls könnte auch ein entsprechender Antrieb für eine angetriebene Drehbewegung des Dichtelements 5 in der Aufnahmeöffnung des Zylinders 3 vorgesehen sein. Das Dichtelement 5 gemäß Fig. 6 stellt als ebenes Dichtelement den Grenzfall eines Dicht- elements dar, welches mit einer kugelförmigen Oberfläche mit unendlich großem Radius zusammenwirkt.
Zur Verbesserung der Dichtwirkung bzw. Anpressung des Dichtelements 5 an die damit zusammenwirkende Oberfläche bzw. Dichtfläche 24 des Zylinderkopfs bzw. Drehschiebers 1 kann darüber hinaus vorgesehen sein, daß das Dichtelement 5 beispielsweise durch Vorsehen einer Feder in Anlage an die zusammenwirkende Fläche bzw. Dichtfläche 24 des Drehschie- bers 1 gebracht wird, wodurch sich die Dichtwirkung weiter erhöhen läßt, wie dies beispielsweise auch in Fig. 4 und 5 angedeutet ist.
Darüber hinaus kann vorgesehen sein, daß der Druck im Brennraum auch unter dem Dichtelement 5 wirkt, so daß eine zusätzliche Anpreßwirkung auf das Dichtelement 5 in Richtung zur zusammenwirkenden Oberfläche bzw. Dichtfläche 24 des Zylinderkopfs bzw. Drehschiebers 1 erzielbar ist.
In dem in Fig. la und 6a dargestellten Ansaughub erfolgt ein Einbringen eines Kraftstoff/Luft-Gemisches, dessen Zusammensetzung über eine gewöhnliche Gemischaufbereitung, beispielsweise eine Drosselklappe 11 sowie eine Einspritzdüse 12 im Einlaßkanal 9 dosiert wird, welcher unmittelbar in den Zylinder 3 mündet, wobei ersichtlich ist, daß der
Querschnitt des Einlaßkanals 9 im wesentlichen der gesamten Zylinderbohrung des Zylinders 3 entspricht. Zur Lagerung des Drehschiebers 1 im Drehschiebergehäuse 2 ist mit 13 eine Radiallagerung und mit 14 eine Axiallagerung angedeutet, wobei der Antrieb des Drehschiebers 1 um eine zur Zylinderachse im wesentlichen parallele Achse durch eine Antriebswelle 15 erfolgt .
In Fig. 6 ist darüber hinaus mit 16 ein Schraubenradgetriebe angedeutet, das zum Antrieb des Drehschiebers 1 durch die Kurbelwelle 6 dient. Weiters ist mit 17 eine Elektrode mit Verteilerfunktion bezeichnet und 18 stellt eine Labyrinthdichtung im Bereich der von dem Zylinder abgewandten Begrenzungsfläche des Drehschiebers 1 dar, durch die die Räume für Frischgas bzw. Abgas voneinander getrennt werde .
Für eine Kühlung des Drehschiebers 1 sind in diesem eine Mehrzahl von mit 20 bezeichneten Kühlmittelkanälen vorgesehen, wobei ein Kühlmittelzulauf mit 21 und ein Kühlmittelablauf mit 22 angedeutet ist. Wie aus Fig. 6 ersicht- lieh, sind hiebei der Kühlmittelzulauf 21 sowie der Kühlmittelablauf 22 konzentrisch zur Antriebswelle 15 bzw. in einer doppelwandigen Antriebswelle 15 ausgebildet.
Darüber hinaus ist in Fig. 6 eine hydraulische Kompres- sionsverstellung mit Ringkolben mit 23 bezeichnet, wodurch es möglich wird, den Drehschieber 1 relativ zum Zylinder 3 in Längsrichtung der Antriebsachse bzw. -welle 15 zu verschieben, wodurch das Kompressionsverhältnis im Zylinder 3 entsprechend unterschiedlichen Arbeitsbedingungen beein- flußt bzw. verstellt werden kann.
Wie aus der Darstellung gemäß Fig. 8 und 9 ersichtlich, ist wenigstens einer von dem Einlaßkanal 9 bzw. dem Auslaßkanal 10 im Bereich der mit 24 bezeichneten Begrenzungsfläche bzw. Dichtfläche des Drehschiebers 1 gegenüber dem Zylinder 3 mit einem der Zylinderbohrung entsprechenden, lichten' Querschnitt ausgebildet, so daß bei der Rotationsbewegung des Drehschiebers 1 für ein Ansaugen bzw. Ausstoßen der vollständige Querschnitt der Zylinderbohrung zur Verfügung gestellt werden kann.
In Fig. 9 ist der Auslaßkanal 10 mit einer Quersehnittsver- ringerung angedeutet, so daß bei verlängerter Einlaßsteuerzeit durch die Querschnittsverringerung des Auslaßkanals 10 eine Verkürzung der Auslaßsteuerzeit erzielbar ist.
Weiters ist in Fig. 8 und 9 das Zündelement wiederum mit 8 angedeutet.
Anstelle der Zündeinheit, insbesondere einer Zündkerze für den in Fig. 6 dargestellten Ottomotor, könnte bei Verwendung des Drehschiebers 1 für einen Dieselmotor ein entspre- chendes Pumpe-Düse-Element vorgesehen sein, dessen Kraft- Stoffversorgung durch eine mehrwandige Antriebswelle 15 erfolgt .
Wie insbesondere aus Fig. 6 ersichtlich, sind sowohl der Auslaßkanal 10 als auch der Einlaßkanal 9 entlang von gekrümmten Wegen in dem als Volumenkörper ausgebildeten Zylinderkopf bzw. Drehschieber 1 vorgesehen, so daß eine unmittelbare Verbindung des Einlaßkanals 9 mit einer Frischgas-Zufuhrleitung 25 möglich wird, während in dem in Fig. 6c dargestellten Ausstoßvorgang ersichtlich ist, daß der Auslaßkanal 10 in eine Abgas-Abfuhr eitung 26 im Drehschiebergehäuse 2 mündet . Während in Fig. 6 ein Einzylindermotor zur Erläuterung des Grundprinzips dargestellt ist, zeigt Fig. 7 einen Vierzylindermotor in O-Anordnung, wobei die Bezugszeichen der vorangehenden Figuren für gleiche Bauteile beibehalten wer- den. Aus Fig. 7 ist ersichtlich, daß sich einer der Zylinder 3 über den Einlaßkanal 9 in dem in Fig. la und 6a gezeigten Ansaugvorgang befindet, während ein zweiter Zylinder 3 über den Auslaßkanal 10 mit der Abfuhrleitung 26 ähnlich wie in Fig. lc und 6c verbunden ist, während sich zwei weitere, nicht dargestellte Zylinder in einer kreissymmetrischen Anordnung um die wiederum schematisch mit 15 angedeutete Antriebswelle für den Drehschieber 1 in den weiteren Arbeitstakten eines Viertaktmotors befinden.
In Fig. 7 ist ersichtlich, daß zwei parallel angeordnete Kurbelwellen 6 vorgesehen sind, die über ein Stirnradgetriebe 27 miteinander gekoppelt sind.
In Fig. 2 ist eine abgewandelte Ausführungsform eines Ver- brennungsmotors dargestellt, wobei die Abtriebswelle 40 gleichzeitig auch als Antriebswelle des Drehschiebers 1 ausgeführt ist und geneigt zu den Achsen der Zylinder 3 verläuft, so daß sich eine räumliche V-Anordnung der Zylinder ergibt. Zur Kraftübertragung zwischen den Kolben 3 und der Abtriebswelle 40 ist eine Taumelscheibe 46 vorgesehen, die durch Druckstangen 42 mit den Kolben 4 verbunden ist. Ähnlich wie bei der Ausbildung gemäß Fig. 7 steht in der Darstellung gemäß Fig. 2 einer der Zylinder 3 in Verbindung mit dem Einlaßkanal 9, während ein weiterer Zylinder 3 in Verbindung mit dem Auslaßkanal 10 dargestellt ist.
Zur Ausbildung der V-Anordnung ist weiters ersichtlich, daß die zu den Zylindern gewandte Begrenzungsfläche bzw. Dicht- fläche 24 des Drehschiebers 1 kalottenfδrmig ausgebildet ist .
In Fig. 10 ist ein Achtzylindermotor in Doppel-O-Boxer-An- Ordnung dargestellt, wobei zwei Drehschieber 1 über eine gemeinsame Antriebswelle 15 gekoppelt sind und darüber hinaus zwei Kurbelwellen 6 vorgesehen sind, welche mit wiederum kreissymmetrisch relativ zu der Antriebswelle bzw. Drehwelle 15 angeordneten Zylindern 3 zusammenwirken. Die weitere Funktionsweise ist ähnlich zu den vorgehenden Ausführungsformen, so daß eine neuerliche Beschreibung nicht erforderlich ist .
In Fig. 3 ist wiederum in einer zu Fig. 1 ähnlichen Dar- Stellung eine weitere abgewandelte Ausführungsform eines Einzylindermotors dargestellt, wobei ein translatorisch bzw. in einer Ebene entlang einer geschlossenen Bahn bewegbarer Schieber 28 relativ zu dem Zylinder 3 bewegbar ist. Die Stellung des Schiebers 28 und seine Bewegungsbahn ist in den unteren Teilbildern skizziert. Der Schieber 28 beinhaltet wiederum Teile des Einlaßkanals 9 und des Auslaßkanals 10, die mit dem Schieber 28 bewegt werden und deren vom Zylinder 3 abgewandte Seite mit ortsfesten Leitungen für Frischgaszufuhr 25 und Abgasabfuhr 26 durch nicht dargestellte flexible Schlauchleitungen verbunden sind, wobei in Fig. 3a gezeigt ist, wie der Einlaßkanal 9 mit dem Zylinder 3 verbunden ist, wobei im Zylinder 3 wiederum ein Kolben 4 bewegbar ist . Der Kolben 4 wird über eine Kurbelwelle 6 und ein Pleuel 7 zu einer hin- und her- gehenden Bewegung im Zylinder 3 angetrieben.
In Fig. 3b ist wiederum ein Zündzeitpunkt im Zusammenwirken mit einem wiederum mit 8 bezeichneten Zündelement darge- stellt, während in Fig. 3c der Ausstoßvorgang dargestellt ist, wobei die Zylinderbohrung mit dem Auslaßkanal 10 in Verbindung steht.
Im Bereich des durch die Oberseite des Kolbens 4 definierten Kolbenbodens 30 sind drallfördernde Oberflächenstrukturen 31 angedeutet. Zur Unterstützung der Verwirbelung bzw. Durchmischung im Zylinder 3 können darüber hinaus auch im Einlaßkanal 9 schematisch angedeutete Erhebungen 32 vorge- sehen sein, um beispielsweise durch eine insgesamt spiralförmige Anordnung derartiger Erhebungen 32 und dazwischenliegender Nuten bzw. Vertiefungen 33 eine drallfördernde Wirkung zu erzielen.
Selbstverständlich können nicht nur Motoren nach dem Viertaktprinzip, welche in den Figuren dargestellt sind, mit relativ zueinander bewegten Elementen der obengenannten Art arbeiten, wobei das Übersetzungsverhältnis zwischen Relativbewegung und Kurbelwelle 6 bzw. Abtriebswelle 40 1:2 beträgt, sondern die Verwendung der Schiebersteuerung 1,
28, 44 ist auch für Zweitaktmotoren geeignet, wobei dann das Übersetzungsverhältnis 1:1 beträgt.
In Fig. 5 ist eine weitere abgewandelte Ausführungsform eines Verbrennungsmotors dargestellt, wobei wiederum ein als Drehschieber 1 ausgebildeter Zylinderkopf in einem Drehschiebergehäuse 2 drehbar aufgenommen ist. Im Gegensatz zu den vorangehenden Ausführungsformen sind bei der in Fig. 5 dargestellten Ausführungsform eine Mehrzahl von wiederum mit 3 bezeichneten Zylindern mit einer um eine Abtriebs- welle 40 rotierbaren Schrägscheibe 41 über Kolbenstangen 42 der Kolben 4 gekoppelt, so daß sich bei der in Fig. 5 gezeigten Ausführungsform die Zylinder 3 entsprechend ihren unterschiedlichen Arbeitshüben gemeinsam mit der Schrägscheibe 41 bewegen.
Für eine ordnungsgemäße Abdichtung zwischen den Zylindern 3 und dem als Drehschieber 1 ausgebildeten Zylinderkopf sind wiederum Dichtelemente 5 vorgesehen, die durch das mit 43 bezeichnete Federelement in Richtung zu der Dichtfläche des Zylinderkopfs bzw. Drehschiebers 1 gedrückt werden, um eine sichere Anlage zu gewährleisten und die Dichtwirkung zu verbessern. Durch die Kerben 45 auf der Unterseite des Dichtelementes 5 kann der Verbrennungsdruck auch unter dem Dichtelement 5 und unter dem Federelement 43 wirken und verstärkt somit die Anpreßkraft in Arbeitstakten mit großem Brennraumdruck.
Zur Erzielung eines Viertaktmotors mit der in Fig. 5 dargestellten Ausführungsform ist darüber hinaus vorgesehen, daß der Drehschieber 1 relativ zu dem Drehschiebergehäuse 2 durch einen nicht näher dargestellten Antrieb mit der halben Drehzahl der Drehzahl der Abtriebswelle 40 und der
Schrägscheibe 41 drehbar ist.
In Fig. 4 ist eine abgewandelte Ausführungsform eines Verbrennungsmotors in einer zu Fig. 5 ähnlichen Darstellung gezeigt, wobei wiederum eine Mehrzahl von Zylindern 3 mit einer Schrägscheibe 41 gekoppelt ist, wobei im Gegensatz zu der Ausbildung gemäß Fig. 5 bei der in Fig. 4 dargestellten Ausführungsform die Zylinderkopfplatte 44 gegenüber dem Motorgehäuse feststehend ausgebildet ist, wodurch sich ein Motor ergibt, der nach dem Zweitaktprinzip arbeitet. Der
Ladungswechsel wird hiebei durch eine nicht dargestellte gewöhnliche Ladehilfe, beispielsweise ein Gebläse oder einen Turbolader unterstützt. Auch bei der in Fig. 4 gezeigten Ausführungsform finden ähnlich wie bei der Ausbildung gemäß Fig. 5 Dichtelemente 5 Verwendung, welche durch ein Federelement 43 an die Dicht- fläche des Zylinderkopfs 44 andrückbar sind und zusätzlich pneumatisch durch den Brennraumdruck angepreßt werden.
Die weiteren Elemente der in den Fig. 4 und 5 dargestellten Ausführungsformen entsprechen den in den vorangehenden Aus- führungsformen dargestellten Elementen und sind mit gleichen Bezugszeichen bezeichnet, so daß eine detaillierte Erörterung bzw. Beschreibung unterbleiben kann.

Claims

P a t e n t a n s p r ü c h e
1. Verbrennungsmotor mit mindestens einem Zylinder (3), einem Kolben (4) und einer Abtriebswelle, die mit einer Kraftübertragung an den Kolben (4) gekoppelt ist, und wenigstens einem Zylinderkopf (1, 28, 44), wobei zwischen dem bzw. den Zylinder (n) (3) und dem bzw. den Zylinderkopf (-köpfen) (1, 28, 44) eine zyklische Relativbewegung ausführbar ist, wobei zwischen dem Zylinder (3) und dem Zylin- derkopf (1, 28, 44) ein bewegliches, insbesondere in der zwischen dem Zylinder (3) und dem Zylinderkopf (1, 28, 44) definierten Ebene drehbares Dichtelement (5) vorgesehen ist, dadurch gekennzeichnet, daß das Dichtelement im Betrieb gegen den Zylinderkopf (1, 28, 44) andrückbar und zu einer Bewegung, insbesondere Drehbewegung, antreibbar ist, und mit einer kugelförmigen Dichtfläche zusammenwirkt, wobei zwischen dem Zylinderkopf (1, 28, 44) und dem Dichtelement (5) ein Einschleifvorgang durch die Relativbewegung zwischen dem Dichtelement (5) und dem Zylinderkopf (1, 28, 44) vorgesehen ist.
2. Verbrennungsmotor nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das Dichtelement (5) zusätzlich im wesentlichen in Längsrichtung der Zylinderachse verschieblich ist.
3. Verbrennungsmotor nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß das Dichtelement (5) zu einer Drehbewegung zwischen dem Zylinder (3) und dem Zylinderkopf (1, 28, 44) antreibbar ist.
4. Verbrennungsmotor nach Anspruch 1, 2 oder 3, dadurch gekennzeichnet, daß unter dem Dichtelement (5) und/oder dem Federelement (43) ein Hohlraum vorgesehen ist, welcher über Öffnungen bzw. Kanäle (45) mit dem Brennraum in Verbindung steht .
5. Verbrennungsmotor nach einem der Ansprüche 1 bis 4, da- durch gekennzeichnet, daß die Breite des Dichtelementes (5) breiter ist als die größte Öffnung des Zylinderkopfes (1,
28, 44), die im Kompressions- bzw. im Arbeitstakt das Dichtelement (5) überstreicht.
6. Verbrennungsmotor nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß der Brennraum überwiegend im Kolben bzw. Kolbenboden (30) ausgebildet ist.
7. Verbrennungsmotor nach einem der Ansprüche 1 bis 6, da- durch gekennzeichnet, daß der Einlaßkanal (9) und/oder der
Kolbenboden (30) eine drallfördernde Form und/oder Oberfläche, beispielsweise Nuten und/oder Erhebungen (32, 33) im Einlaßkanal (9) oder spiralförmige Nuten und/oder Erhebungen auf der Quetschkante des Kolbenbodens (30) aufweist.
8. Verbrennungsmotor nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß der Zylinderkopf (1, 28, 44) in Richtung der Zylinderachsen bewegbar und verstellbar ist und daß das Dichtelement (5) zwischen dem Zylinderkopf (1, 28, 44) und dem Zylinder (3) längenveränderlich oder ver- schieblich ist.
9. Verbrennungsmotor nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, daß bei paralleler Lage der Dreh- achse (n) des (der) Dichtelements (e) zu der Drehachse oder der (den) Bewegungsachse (n) des Zylinderkopfes (1, 28, 44) eine ebene Dichtfläche (24) auf dem Zylinderkopf (1, 28, 44) ausgebildet ist (Fig. 1, 8, 9) und bei nicht paralleler Lage eine kugelförmige Dichtfläche mit konkaver oder konvexer Form ausgebildet ist (Fig. 5 und 7) .
10. Verbrennungsmotor nach einem der Ansprüche 1 bis 9, da- durch gekennzeichnet, daß das Dichtelement (5) und/oder die Dichtfläche (24) des Zylinderkopfes (1, 28, 44) mit einer Beschichtung aus einem verschleißfesten bzw. reibungsarmen Material, z.B. Keramikwerkstoff, versehen ist.
11. Verbrennungsmotor nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, daß der Zylinderkopf (1, 28, 44) die gesamte Zylinderbohrung abdeckt und in seinen Abmessungen größer als die Zylinderbohrung ist und daß Teile mindestens eines Einlaßkanals (9) und mindestens eines Aus- laßkanals (10) in den Zylinderkopf (1, 28, 44) integriert sind, welche an einer zylinderseitigen Begrenzungsfläche bzw. Dichtfläche (24) des Zylinderkopfs (1, 28, 44) mit der Zylinderbohrung in Verbindung zu bringen sind und an dem von dem Zylinder (3) abgewandten Ende mit einer Frischgas- Zufuhrleitung (25) bzw. einer Abgasleitung (26) zu verbinden sind.
12. Verbrennungsmotor nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, daß der lichte Querschnitt des Einlaßkanals (9) und/oder des Auslaßkanals (10) im Bereich der zum Zylinder (3) gewandten Begrenzungsfläche bzw. Dichtfläche (24) der gesamten Zylinderquerschnittsfläche entspricht.
13. Verbrennungsmotor nach Anspruch 11 oder 12, dadurch ge- kennzeichnet, daß im Zylinderkopf (1, 28, 44) zumindest im
Bereich des Einlaßkanals (9) Kühlkanäle (20) vorgesehen sind.
14. Verbrennungsmotor nach einem der Ansprüche 1 bis 13, dadurch gekennzeichnet, daß der Zylinderkopf (1, 28, 44) mit einer Zündeinheit und/oder einem Einspritzsystem ausgebildet ist .
15. Verbrennungsmotor nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, daß das Einspritzelement im Zylinderkopf (1, 28, 44) durch ein Pumpe-Düse-Element gebildet wird.
16. Verbrennungsmotor nach einem der Ansprüche 1 bis 15, dadurch gekennzeichnet, daß der Zylinderkopf als Schieber (28) bzw. Drehschieber (1) ausgebildet ist.
17. Verbrennungsmotor nach einem der Ansprüche 1 bis 16, dadurch gekennzeichnet, daß ein Antrieb der Relativbewegung zwischen Zylinderkopf (1, 28, 44) und Zylinder (3) eine variable Übersetzung und/oder Servoelemente umfaßt.
18. Verbrennungsmotor nach Anspruch 16 oder 17, dadurch ge- kennzeichnet, daß der Drehschieber (1) um eine zur Längsachse des Zylinders (3) parallele Achse (15) rotierbar gelagert ist, welche bevorzugt mittig im Drehschieber (1) verläuft .
19. Verbrennungsmotor nach einem der Ansprüche 16 bis 18, dadurch gekennzeichnet, daß im Drehschieber (1) die Einströmöffnung des Ansaugkanals (9) im wesentlichen mittig im Drehschieber (1) an eine Frischgas-Zufuhrleitung (25) anschließbar ist.
20. Verbrennungsmotor nach einem der Ansprüche 16 bis 19, dadurch gekennzeichnet, daß der Abgaskanal (10) auf kürzestem Wege durch den Drehschieber (1) geführt ist und in eine Abgasleitung (26) mündet, die in einem den Drehschieber (1) umgebenden Gehäuse (2) angeordnet ist.
21. Verbrennungsmotor nach Anspruch 19 oder 20, dadurch gekennzeichnet, daß Anschlüsse für eine Kühlmittelzufuhr (21) und eine Kühlmittelableitung (22) im Bereich der Dreh- und/oder Antriebswelle (15) des Drehschiebers (1) vorgesehen sind und diese in die im Drehschieber (1) ausgebildeten Kanäle (20) münden.
22. Verbrennungsmotor nach einem der Ansprüche 16 bis 21, dadurch gekennzeichnet, daß ein Axiallager (14) des Drehschiebers (1) über dem Auslaßkanal angeordnet ist.
23. Verbrennungsmotor nach einem der Ansprüche 1 bis 22, dadurch gekennzeichnet, daß zwei Kurbelwellen (6) mit einem Stirnradantrieb (40) gekoppelt sind, an dem eines der Zahnräder zweiteilig ausgebildet ist und die beiden Teile durch einen im Zahnrad integrierten Drehkolbenmotor gegeneinander verspannt sind.
24. Verbrennungsmotor nach einem der Ansprüche 1 bis 22, dadurch gekennzeichnet, daß eine Mehrzahl von Kolben (4) und Zylindern (3) mit einer Schrägscheibe (41) zusammen- wirkt, welche mit der Abtriebswelle (40) koppelbar ist, und daß die Zylinder (3) gemeinsam mit der Schrägscheibe (41) relativ zu dem Zylinderkopf (1, 44) drehbar sind.
25. Verbrennungsmotor nach einem der Ansprüche 1 bis 22, dadurch gekennzeichnet, daß ein Block von mindestens einem
Kolben (4) und Zylinder (3) mit einer Taumelscheibe (46) zusammenwirkt, und entweder der Zylinderblock oder die Tau- melscheibe gegenüber dem Motorengehäuse eine Drehbewegung ausführt und mit der Abtriebswelle (40) gekoppelt ist.
26. Verbrennungsmotor nach einem der Ansprüche 1 bis 25, dadurch gekennzeichnet, daß gleichartige Motormodule durch sequentielle Aufreihung zu Vielzylindermotoren zusammenfügbar sind.
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Families Citing this family (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102006006628B3 (de) * 2006-02-09 2007-04-26 Iav Gmbh Ingenieurgesellschaft Auto Und Verkehr Steuerorgan für eine Zylinder-Kolben-Einheit
RS20080170A (en) * 2008-04-16 2010-03-02 Arpad Atila KORŠOŠ Enginehead with a rotary disk
DE102010024896A1 (de) * 2010-06-24 2012-01-12 Phillipp Miller Modularer Hybridantrieb insbesondere für den Antrieb von Personenkraftwagen

Family Cites Families (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE3540441A1 (de) * 1985-11-14 1987-05-21 Ficht Gmbh Brennkraftmaschine mit einem drehbaren absperrorgan zur steuerung des gaswechsels
DE3715847A1 (de) * 1987-05-12 1988-12-08 Ficht Gmbh Brennkraftmaschine
US5816203A (en) * 1995-02-13 1998-10-06 Muth; Barry A. Rotary valve internal combustion engine

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
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