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Title:
CRANK DRIVE AND INTERNAL COMBUSTION ENGINE EQUIPPED THEREWITH
Document Type and Number:
WIPO Patent Application WO/2018/177589
Kind Code:
A1
Abstract:
The theoretical efficiency of the current reciprocating piston engine is virtually halved because of the multifarious losses of the reciprocating piston, due to the detrimental movement function of the piston. The invention relates to an engine having a suitable piston movement, the operation and compression of which are carried out four times more quickly at the same rotational speed using known engines. Consequently, the heat losses of said engine decrease. The gas exchange is prolonged by 1.5 times. In the pull-crank drive engine, cf. Fig. 1, the piston (2) is coupled to the engine crank (5) by bolt (4), connecting rod (3), and link (7), and the connecting rod-link joint (3-7) is guided in circulation by the pull-crank shaft (6) counter to the direction of rotation of the engine crankshaft. As compared with an analogous conventional engine, the pull-crank drive engine has a better inefficiency and output; in a spark-ignition design with ε = 10:1, the efficiency is higher by 60-87%, the peak output higher by 2.26-2.63 times; in a diesel design with ε = 22:1, the efficiency is higher by 47-64%, the peak output higher by 2.07-2.31 times. The CO2 emissions decrease proportionally to the consumption, while the NOx emissions decrease disproportionately: by 10 to 15 times.

Inventors:
HAMMERMEISTER, Viktor (Auf Vorwiegs Hofe 8, Bönen, 59199, DE)
Application Number:
EP2018/000121
Publication Date:
October 04, 2018
Filing Date:
March 27, 2018
Export Citation:
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Assignee:
HAMMERMEISTER, Viktor (Auf Vorwiegs Hofe 8, Bönen, 59199, DE)
International Classes:
F02B41/04; F01B1/10; F01B9/02; F02B75/06; F02B75/32
Domestic Patent References:
WO2011098104A12011-08-18
Foreign References:
DE102013011096A12015-01-08
US20110017167A12011-01-27
DE19510907C11996-10-24
FR3021357A12015-11-27
DE8624014U11986-10-23
DE60316372T22008-06-12
FR900953A1945-07-13
DE19942904A12001-03-29
DE102004044214A12006-03-16
DE102004057577A12006-06-01
Other References:
STUDIENRAT DIPL.-PÄD. ING.-ÖK. FOLKMAR KINZER: "Wissensspeicher Verbrennungsmotoren", 1986, VEB VERLAG
PROF. DR.-ING. WALTER KLEINSCHMIDT: "Verbrennungsmotoren", UNIVERSITÄT SIEGEN
PROF. DR.-ING. WALTER KLEINSCHMIDT: "Neue Theorie zur Wärmeübertragung in Verbrennungsmotoren", SPEKTRUM DER WISSENSCHAFT, May 1995 (1995-05-01), pages 21 - 30
"Wirkungsgrad des Ottomotors, Wirkungsgrad des Dieselmotors", 1999, BIBLIOGRAPHISCHES INSTITUT & F.A. BROCKHAUS AG
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Claims:
PATENTA SCHPRÜCHE

Ruck-Kurbeltrieb, sowie damit ausgestattetem Verbrennungsmotor.

1. Ruck-Kurbeltrieb, bestehend aus

der Motorkurbelwelle (5), die mit ihren

Wellenzapfen (5/1) in den

Lagern (14) des

Motorgehäuses (13) bettet,

der Ruckkurbelwelle (6), die mit ihren

Wellenzapfen (6/1) in den

Lagern (15) des

Motorgehäuses (13) bettet,

der Koppel (7) und

dem Kolben (2), welcher in dem

Zylinder (1), der fest im

Motorgehäuse (13) installiert ist,

axial verschiebbar ist, und

entweder

mittels des Bolzens (4) direkt am Pleuelauge des

Pleuels (3),

drehbar gekoppelt ist,

oder indirekt,

mittels den fest mit ihm verbundenen

Stange (10) und dem, in den fest installierten im

Motorgehäuse (13)

Gleitlagerwandungen (12)

über seinen Gleitschuh (11)

geradlinig verschiebbaren

Kreuzkopf (8), der

mittels des Bolzens (4) am Pleuelauge des

Pleuels (3)

drehbar gekoppelt ist,

dadurch gekennzeichnet, dass der Pleuel (3) an seinem Pleuelfuß mittels der

Koppel (7) an dem

Hubzapfen (5/2) der

Motorkurbelwelle (5)

drehbar gekoppelt ist und das

Pleuel-Koppelgelenk (3-7) von dem Hubzapfen (6/2) der

Ruckkurbelwelle (6), um ihre

Wellenzapfen (6/1) herum

geführt wird;

Ruck-Kurbeltrieb nach Anspruch 1 , gekennzeichnet dadurch, dass

seine Zylinderachse zu seinen Kurbelwellen eine beliebige Lage,

die sich mit dem

normalen Abstand e zur Drehachse der Ruckkurbelwelle (6) und dem

Neigungswinkel δ zur Ebene, in welcher

die Drehachse der Wellenzapfen (6/1) der Ruckkurbelwelle (6) und die Drehachse der Wellenzapfen (5/1) der Motorkurbelwelle (5) liegen,

beschreibt,

aufweist;

Ruck-Kurbeltrieb nach einem der vorherigen Ansprüchen, gekennzeichnet dadurch, dass die Ebene, die von der

Achse der Wellenzapfen (6/1) seiner Ruckkurbelwelle (6) und von der

Achse der Wellenzapfen (5/1) seiner Motorkurbelwelle (5), gebildet ist,

in einem Winkel δ zur Zylinderachse steht

und

die Kröpfungsebene des Hubzapfens (6/2) der

Ruckkurbelwelle (6), an welchem der Pleuelfuß des

Pleuels (3) gekoppelt ist,

zu der Kröpfungsebene ihres Hubzapfens (6/3), an welchem die

Ruckkurbelwelle (6) mittels der Koppel (7) mit dem

Hubzapfen (5/2) der

Motorkurbelwelle (5) verkoppelt ist,

um denselben Winkel δ um die Achse ihrer Wellenzapfen (6/1) herum versetzt ist;

Ruck-Kurbeltrieb nach einem der vorherigen Ansprüchen, gekennzeichnet dadurch, dass der Radius Rl der Kröpfung der Ruckkurbelwelle (6) dem Radius R der Kröpfung der Motorkurbelwelle (5) gleich ist (Rl = R), die Länge K seiner Koppel (7) der Distanz D zwischen der Achse der Wellenzapfen (5/1) der Motorkurbelwelle (5) und der Achse der Wellenzapfen (6/1) der Ruckkurbelwelle (6) gleich ist (K = D) und das Pleuel-Koppel- Gelenk (3-7) von dem Hubzapfen (6/2) der Ruckkurbelwelle (6) um die Achse ihrer Wellenzapfen (6/1) gegen die Drehrichtung der Motorkurbelwelle (5) im Kreise geführt wird;

Ruck-Kurbeltrieb nach einem der vorherigen Ansprüchen, gekennzeichnet dadurch, dass der Radius Rl der Kröpfung der Ruckkurbelwelle (6) größer als der Radius R der Kröpfung der Motorkurbelwelle (5) ist (R1>R), die Länge K der Koppel (7) um die Differenz der Kurbelwellenkröpfungen (Rl - R) kleiner der Distanz D zwischen der Achse der Wellenzapfen (5/1) der Motorkurbelwelle (5) und der Achse der Wellenzapfen (6/1) der Ruckkurbelwelle (6) ist (K = D - (Rl - R)) und das Pleuel-Koppel-Gelenk (3-7) im Kreisbogen um die Achse der Wellenzapfen (6/1) der Ruckkurbelwelle (6) im Winkel von 0°<a<360° oszilliert;

Ruck-Kurbeltrieb nach einem der vorherigen Ansprüchen, gekennzeichnet dadurch, dass der Radius Rl der Kröpfung der Ruckkurbelwelle (6) größer als der Radius R der Kröpfung der Motorkurbelwelle (5) ist (R1>R), die Länge K der Koppel (7) um die Differenz der Kurbelwellenkröpfungen (Rl - R) größer der Distanz D zwischen der Achse der Wellenzapfen (5/1) der Motorkurbelwelle (5) und der Achse der Wellenzapfen (6/1) der Ruckkurbelwelle (6) ist (K = D + (Rl - R)) und das Pleuel-Koppel-Gelenk (3-7) im Kreisbogen um die Achse der Wellenzapfen (6/1) der Ruckkurbelwelle (6) im Winkel von 0°«x<360° oszilliert;

7. Ruck-Kurbeltrieb nach einem der vorherigen Ansprüchen, gekennzeichnet dadurch, dass der Radius Rl der Kröpfung der Ruckkurbelwelle (6) größer als der Radius R der Kröpfung der Motorkurbelwelle (5) ist (R1>R), die Länge K der Koppel (7) der

Distanz D zwischen der Achse der Wellenzapfen (5/1) der Motorkurbelwelle (5) und der Achse der Wellenzapfen (6/1) der Ruckkurbelwelle (6) gleich ist (K = D) und das Pleuel- Koppel-Gelenk (3-7) im Kreisbogen um die Achse der Wellenzapfen (6/1) der

Ruckkurbelwelle (6) im Winkel von 0°<a<180° oszilliert;

8. Ruck-Kurbeltrieb nach einem der Ansprüche 4 bis 7, gekennzeichnet dadurch, dass, falls sich seine vorgegebene Distanz D in einer realen RK-Konstruktion nicht erreichen lässt, um die beabsichtigte Funktionsparameter des RK beizubehalten, die realen Parameter der folgenden Glieder seiner kinematischen Kette derartige Werte annehmen:

die Länge der Koppel (7): K ic0pp.= k-K, der Radius der Kopplungskröpfung der Motorkurbelwelle (5): R kopp.= k-R, der Radius der Kopplungskröpfung der Ruckkurbelwelle (6): Rl kopp.^ k-Rl, wobei k das Verhältnis der realen Distanz D reai zur vorgegebenen D ist: k = D reai : D;

9. Ruck-Kurbeltrieb nach einem von den vorherigen Ansprüchen, dadurch gekennzeichnet, dass zum Erzeugen der gegensätzlichen Anlaufdrehrichtung seiner Ruckkurbelwelle(n) zu der(n) Motorkurbelwelle(n) beim Starten aus den Entweder-Oder-Punkten, er mit Vorrichtung(en) (Divergator(en)) dafür, ausgestattet ist;

10. Ruck-Kurbeltrieb nach dem Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, dass sein Divergator ein einstufiges Zahnradgetriebe mit Zahnrädern mit plausiblem Modul in Form von Ellipsensektoren darstellt - einer davon mit mindestens einem Zahn, der andere mit mindestens einer Zahnlücke - dessen zyklisch schwankende Übersetzungsverhältnis mit dem des Ruck-Kurbeltriebs kongruent ist, es sein extremes Übersetzungsverhältnis auf dem Entweder-Oder-Punkt erreicht und einen ausreichenden symmetrischen zum EOP Zahnkontaktbereich abdeckt;

11. Verbrennungsmotor nach Zwei-, Viertakt oder Split-Cycle- Verfahren, mit äußeren oder inneren Gemischbildung, mit Selbst- oder Fremdzündung, Saug- öder Ladermotor beliebiger Bauformen, bestehend aus mindestens einem Zylinder dadurch

gekennzeichnet, dass er mit mindestens einem Ruck-Kurbeltrieb mit mindestens einer Ruckkurbel nach mindestens einem von den vorherigen Ansprüchen ausgestattet ist;

12. Verbrennungsmotor nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, dass seine Ventil- und Zündungssteuerzeiten an die Zyklusabläufe seiner Kurbeltriebskonstruktion mit ihren konkreten Parametern, logisch angepasst sind.

Es folgen 27 Blatt Zeichnungen.

GEÄNDERTE ANSPRÜCHE

beim Internationalen Büro eingegangen am 13. September 2018 (13.09.2018)

Erfindung:„Ruck-Kurbeltrieb, sowie damit ausgestattetem Verbrennungsmotor",

Internationales Aktenzeichen: PCT/EP2018/000121.

1. Ruck-Kurbeltrieb zur Erzeugung von ruckartigen Kolbenbewegungen in Takten des Zyklus zum Beschleunigen der Expansion und der Verdichtung der Gase eines Verbrennungsmotors zwecks Erhöhung der Umwandlungseffizienz von Wärmeenergie in mechanische Arbeit und Reduktion seiner Schadstoffemissionen, bestehend aus einer

Motorkurbelwelle (5), welche die Abtriebswelle des Motors darstellt und in seinem

Zyklus annähernd gleichmäßig um die Achse ihrer

Wellenzapfen (5/1), welche in den

Lagern (14) des

Motorgehäuses (13) betten,

rotiert, einer

Ruckkurbelwelle (6), die aufgrund ihrer zyklischen ruckartigen Dreh- und

Schwingungsbewegungen, sowie auch der vollständige Kurbeltrieb auf ihrer Basis, mit dem Begriff„Ruck" aus der Kinematik versehen ist und als„Ruckkurbelwelle" bzw. als„Ruck-Kurbeltrieb" bezeichnet wird, die mit ihren

Wellenzapfen (6/1) in den

Lagern (15) des

Motorgehäuses (13)

bettet, die an ihrem Kurbelzapfen mit dem Kurbelzapfen der Motorkurbelwelle gekoppelt ist und permanent mit gleicher zur Motorkurbelwelle (5) Frequenz um ihre eigene Achse entweder rotiert oder schwingt, wobei sie in Doppelkurbel- Konstruktionen immer ausschließlich gegenläufig und ausschließlich ruckartig zu Motorwelle (5) rotiert, wohingegen diese Ruckkurbelwelle nur in einem gewissen Winkel um ihre Achse schwingt, wenn sie mit der Motorkurbelwelle (5) eine Kurbelschwinge bildet, wobei in ihren gleichgerichteten zur Drehrichtung der Motorkurbelwelle (5) Schwingungsphasen, sie annähernd gleichmäßige Drehbewegungen ausführt, welche sich aber,

GEÄNDERTES BLATT (ARTIKEL 19) entweder in jeder vollständigen Umdrehung der Motorkurbelwelle (5) in einigen Kurbelschwingen,

oder zweimal pro Umdrehung der Motorkurbelwelle (5) in anderen

Kurbelschwingen

in ihren gegenläufigen zur Drehrichtung der Motorkurbelwelle (5)

Schwingungsphasen immer in ruckartige Drehbewegungen umändern,

sowie einer

Koppel (7), welche den

Hubzapfen (5/2) der

Motorkurbelwelle (5) mit der

Ruckkurbelwelle (6) an ihrem

Hubzapfen (6/2) drehbar koppelt,

wobei im Falle, wenn die Kurbeltriebsachse in einem Winkel 6 zur Zylinderachse steht, weil die Motorkurbelwelle zwecks Reduzierung der Höhe des Motors seitlich von der Ruckkurbelwelle installiert wird,

um keine Phasenverschiebung des Extrempunkts des bestehenden schwankenden Übersetzungsverhältnisses zwischen den Kurbelwellen zu verursachen, wenn die bestehende Bewegungsfunktion zwischen den Kurbelwellen beibehalten werden soll, wird die Koppel (7) an eine extra dafür vorgesehene zusätzliche Kröpfung (6/3) der Ruckkurbelwelle (6) gekoppelt,

deren Kröpfungsebene um denselben Winkel δ relativ zur Ebene der

Kröpfung (6/2), an welcher der Pleuel gekoppelt wird, um die Achse der

Ruckkurbelwelle gedreht ist, wobei,

falls sich die minimale Distanz, erforderliche gemäß beauftragten

Funktionsparameter des Ruckkurbeltriebs, zwischen den Drehachsen der

Kurbelwellen in einer realen Konstruktion nicht einhalten lässt, kann sie angepasst werden, wobei die Funktion sich nicht ändert, wenn die realen Längen der gekoppelten Kurbeln jeder Welle und die reale Koppellänge proportional zur geänderten Distanz D korrigiert werden, indem sie mit dem Quotienten

k = D real : D vorgegeben multipliziert werden,

GEÄNDERTES BLATT (ARTIKEL 19) sowie einem Kolben (2), welcher in dem

Zylinder (1), der fest im

Motorgehäuse (13) installiert ist,

axial verschiebbar ist, und

der

entweder

mittels eines

Bolzens (4) direkt am kleinen Pleuelauge eines

Pleuels (3) in Tauchkolben-Konstruktionen

drehbar gekoppelt ist,

oder in Kreuzkopf-Konstruktionen

indirekt mittels einer fest mit ihm verbundenen

Stange (10) und einem, in den fest installierten im

Motorgehäuse (13)

Gleitlagerwandungen (12) über seinen

Gleitschuh (11)

geradlinig verschiebbaren

Kreuzkopf (8), der mittels eines

Bolzens (4) am kleinen Pleuelauge des

Pleuels (3)

drehbar gekoppelt ist

dadurch gekennzeichnet, dass der Pleuelfuß des

Pleuels (3) mittels der Koppel (7) an dem

Hubzapfen (5/2) der Motorkurbelwelle (5) drehbar gekoppelt ist und

das Pleuel-Koppelgelenk (3-7) von dem Hubzapfen (6/2) der

Ruckkurbelwelle (6), um ihre

Wellenzapfen (6/1)

herum geführt wird,

wobei, bei den Stellungen des Ruck-Kurbeltriebes, in denen sich die gekoppelten miteinander Kurbelnzapfen auf einer Linie mit den Drehachsen ihrer beiden Kurbelwellen befinden, auf den sogenannten Entweder-Oder-Punkten, kann die

GEÄNDERTES BLATT (ARTIKEL 19) Ruckkurbelwelle entweder durchschlagen, dann behält sie ihre gegenläufige

Drehrichtung zur Motorwelle bei, oder zurückschlagen, dann stellt sich eine gleichläufige Drehrichtung der Ruckkurbelwelle zur Motorwelle ein, was unzulässig für einen Kurbeltrieb für einen Verbrennungsmotor ist, deswegen ist zum Erzeugen der nötigen gegensätzlichen Anlaufdrehrichtungen seiner Ruckkurbelwelle(n) zu der(n) Motorkurbel welle(n) beim Starten aus solchen Entweder-Oder-Punkten, jeder von ihnen mit einer Vorrichtung ausgestattet, die einen Divergator darstellt, wobei „Divergator" aus Latein von„divergere" abgeleitet ist (Definition:

auseinanderstreben; sich unterscheiden, voneinander abweichen), welcher die gegenläufigen Drehbewegungen der Kurbelwellen zueinander ausführt und überwacht;

2. Ruck-Kurbeltrieb nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass sein Divergator ein einstufiges Zahnradgetriebe mit elliptischen Zahnrädern mit plausiblem Modul in Form von Sektoren darstellt - einer davon mit mindestens einem Zahn, der andere mit mindestens einer Zahnlücke - dessen zyklisch schwankende Übersetzungsverhältnis mit dem des Ruck-Kurbeltriebs kongruent ist, welcher mit seinem Extrempunkt des

Übersetzungsverhältnisses mit dem Entweder-Oder-Punkt zusammentrifft und, um fehlerloses Funktionieren zu garantieren, zu diesem Punkt einen symmetrischen und ausreichend breiten Zahnkontaktbereich, passend zum ausgewählten Modul der Zähne, um ihn herum abdeckt;

3. Ruck-Kurbeltrieb nach den vorherigen Ansprüchen, gekennzeichnet dadurch, dass seine Zylinderachse auf der Linie liegt, die entsteht, wenn die Ebene, in der die Drehachsen der Ruck- und der Motorkurbelwellen liegen, die Ebene schneidet, die lotrecht durch die Entweder-Oder-Punkte in der Mitte der gekoppelten Kurbelzapfen des Ruck-Kurbeltriebs, verläuft;

4. Ruck-Kurbeltrieb nach Anspruch 1, gekennzeichnet dadurch, dass der Fuß des Pleuels bei

GEÄNDERTES BLATT (ARTIKEL 19) der Stellung des Kolbens in seinem OT auf dem Entweder-Oder-Punkt des Kurbeltriebs mit seinem maximalen Übersetzungsverhältnisses zwischen den gekoppelten

Kurbelwellen (i max. > 1) steht, damit ist das schwankende Übersetzungsverhältnis zwischen den gekoppelten Kurbelwellen am besten auf die im Zylinder ablaufenden thermodynamischen Prozesse im Zyklus abgestimmt und lässt die Takte wie folgt umgestalten:

der ausgedehnteste Teil der ersten Umdrehung der Motorwelle wird für das Ansaugen benutzt und ihr restliche geringste Teil für die Verdichtung;

im kleinsten Teil der zweiten Umdrehung der Motorwelle wird der Arbeitstakt vollzogen und der übrige beträchtlichste Teil dieser Umdrehung wird für das Ausschieben der Abgase verwendet,

damit werden die verschwenderischsten Takte„Arbeiten" und„Verdichten" enorm schnell ausgeführt und sowohl die Wärmeverluste des Motors als auch die Bildung von Schadstoffen nehmen ab, wobei die Effizienz des„Ansaugens" sich deutlich verbessert und dauert länger, was zur besseren Zylinderladung und zur Steigerung der Leistung des Motors führt, das länger dauernde„Ausstoßen" wird auch wesentlich entlastet;

5. Ruck-Kurbeltrieb nach einem der vorherigen Ansprüchen, gekennzeichnet dadurch, dass der Radius Rl der Kröpfung der Ruckkurbelwelle (6) dem Radius R der Kröpfung der Motorkurbelwelle (5) gleich ist (Rl = R), die Länge K seiner Koppel (7) der Distanz D zwischen der Achse der Wellenzapfen (5/1) der Motorkurbelwelle (5) und der Achse der Wellenzapfen (6/1) der Ruckkurbelwelle (6) gleich ist (K = D) und das Pleuel-Koppel- Gelenk (3-7) von dem Hubzapfen (6/2) der Ruckkurbelwelle (6) um die Achse ihrer Wellenzapfen (6/1) gegen die Drehrichtung der Motorkurbelwelle (5) im Kreise geführt wird;

6. Ruck-Kurbeltrieb nach Ansprüchen 1 bis 4, gekennzeichnet dadurch, dass der Radius Rl der Kröpfung der Ruckkurbelwelle (6) größer als der Radius R der Kröpfung der

Motorkurbelwelle (5) ist (R1>R), die Länge K der Koppel (7) um die Differenz der Kurbel Wellenkröpfungen (Rl - R) kleiner der Distanz D zwischen der Achse der

GEÄNDERTES BLATT (ARTIKEL 19) Wellenzapfen (5/1) der Motorkurbelwelle (5) und der Achse der Wellenzapfen (6/1) der Ruckkurbelwelle (6) ist (K = D - (Rl - R)) und das Pleuel-Koppel-Gelenk (3-7) im Kreisbogen um die Achse der Wellenzapfen (6/1) der Ruckkurbelwelle (6) im Winkel von 0°<a<360° oszilliert;

7. Ruck-Kurbeltrieb nach Ansprüchen 1 bis 4, gekennzeichnet dadurch, dass der Radius Rl der Kröpfung der Ruckkurbelwelle (6) größer als der Radius R der Kröpfung der

Motorkurbelwelle (5) ist (R1>R), die Länge K der Koppel (7) um die Differenz der Kurbelwellenkröpfungen (Rl - R) größer der Distanz D zwischen der Achse der

Wellenzapfen (5/1) der Motorkurbelwelle (5) und der Achse der Wellenzapfen (6/1) der Ruckkurbelwelle (6) ist (K = D + (Rl - R)) und das Pleuel-Koppel-Gelenk (3-7) im Kreisbogen um die Achse der Wellenzapfen (6/1) der Ruckkurbelwelle (6) im Winkel von 0°<a<360° oszilliert;

8. Ruck-Kurbeltrieb nach Ansprüchen 1 bis 4, gekennzeichnet dadurch, dass der Radius Rl der Kröpfung der Ruckkurbelwelle (6) größer als der Radius R der Kröpfung der

Motorkurbelwelle (5) ist (R1>R), die Länge K der Koppel (7) der Distanz D zwischen der Achse der Wellenzapfen (5/1) der Motorkurbelwelle (5) und der Achse der Wellenzapfen (6/1) der Ruckkurbelwelle (6) gleich ist (K = D) und das Pleuel-Koppel-Gelenk (3-7) im Kreisbogen um die Achse der Wellenzapfen (6/1) der Ruckkurbelwelle (6) im Winkel von 0°<α<180° oszilliert;

9. Ruck-Kurbeltrieb nach einem der vorherigen Ansprüchen, gekennzeichnet dadurch, dass die Glieder seiner kinematischen Kette folgende Parameter aufweisen:

Distanz: R < D < 3R; Koppellänge: R < K < 3R; Verhältnis der Kurbellänge der

Ruckkurbelwelle zur Kurbellänge der Motorkurbelwelle: 2 > (Rl/R) > 1.

10. Verbrennungsmotor nach Zwei-, Viertakt oder Split-Cycle- Verfahren, mit äußeren oder

GEÄNDERTES BLATT (ARTIKEL 19) inneren Gemischbildung, mit Selbst- oder Fremdzündung, Saug- oder Ladermotor beliebiger Bauformen, bestehend aus mindestens einem Zylinder dadurch gekennzeichnet, dass er mit mindestens einem Ruck-Kurbeltrieb mit mindestens einer Ruckkurbel nach mindestens einem von den vorherigen Ansprüchen ausgestattet ist;

11. Verbrennungsmotor nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, dass seine Ventil- und Zündungssteuerzeiten an die Zyklusabläufe seiner Kurbeltriebskonstruktion mit ihren konkreten Parametern, zweckmäßig angepasst sind.

GEÄNDERTES BLATT (ARTIKEL 19)

Description:
KURBELTRIEB, SOWIE DAMIT AUSGESTATTETEM VERBRENNUNGSMOTOR

Beschreibung

1. Einfuhrung

Diese Erfindung gehört zum Gebiet der periodischen thermischen Fluid-Energie- Kraftmaschinen mit kompressiblen Fluida und beschäftigt sich mit dem Wirkungsgrad der Hubkolben- Verbrennungsmotoren. Sie präsentiert ein Koppelgetriebe, welches als Kurbeltrieb in einem herkömmlichen Verbrennungsmotor verwendet werden soll. Ferner betrifft diese

Erfindung einen Verbrennungsmotor, ausgestatteten mit einem solchen Kurbeltrieb, welcher in der gänzlichen Beschreibung kurz als Ruck-Kurbeltrieb-Motor bezeichnet wird.

Es ist bekannt, dass für die äquivalente Energie des Dieseltreibstoffs man fast das Zehnfache an Volumen und fast das Zwanzigfache an Gewicht der besten modernen

Akkumulatoren benötigt. Diese Energiedichte kann kein moderner Akkumulator erreichen. Alleine schon deswegen bleibt heute der Hubkolbenmotor die günstigste Kraftmaschine für Antrieb von autarken Transportmitteln. Für den Verbrennungsmotor gibt es heute keine äquivalente Alternative, deswegen ist die Menschheit genötigt ihn noch eine gewisse Zeit anzuwenden. Bedenklich sind dennoch sein niedriger Wirkungsgrad und seine mannigfachen schädlichen Emissionen. Die meisten seinen Emissionen können, dank Katalysatortechnik weitgehend unschädlich gemacht werden. Die C02-Emissionen können aber bestenfalls klimaneutral gemacht werden, wenn der Verbrennungsmotor synthetische Treibstoffe aus Kohlenwasserstoffen verwendet, für deren Herstellung die benötigte Energiemenge komplett aus erneuerbaren Energiequellen bezogen wird. Völlig kohlendioxidfrei wird er, verwendet man Wasserstoff, hergestellten aus Energie der erneuerbaren Energiequellen. Diese Technologie ist aber zur Zeit wegen niedrigem Wirkungsgrad der gesamten Kette von der Gewinnung bis zur Umwandlung des Antriebsenergie der Brennstoffzelle nach der sogenannte WTW- Analysemefhode („Well-to-Wheel"), schweren Traktionsbatterien, schwieriger Aufbereitung und Speicherung des Wasserstoffs auch noch nicht ausgereift.

Kohlendioxid kann aber durch die Erhöhung der Effizienz des Verbrennungsmotors deutlich reduziert werden. Und er verfugt über ein enormes Verbesserungspotential: nur seltene große Verbrennungsmotore erreichen 70 % ihres theoretisch möglichen Wirkungsgrads, der Hauptteil aber weniger als 50 %. Die in der weiteren Beschreibung benutzte Begriffe und Abkürzungen, Maßeinheiten und Parameter werden in beigefügten Tabellen 1 bis 3 erläutert.

2. Darstellung des Problems

Wie man weiß, ist die obere Wirkungsgradgrenze einer idealen Wärmekraftmaschine durch den Carnotprozess gegeben.

Ή Carnot 1 T m j n / T max (1)

dabei ist: T max die Anfangstemperatur der Arbeitsgase im Prozess in Kelvin;

T m in die Endtemperatur der Arbeitsgase im Prozess in Kelvin.

In einer realen Wärmekraftmaschine kann der Wert des Carnotschen Wirkungsgrads wegen den unausbleiblichen Wärmeverlusten nie erreicht werden. Man kann aber die Differenz zwischen dem theoretischen und dem tatsächlichen Wert seines Wirkungsgrads beachtlich verkleinern, wenn die Abläufe der thermodynamischen Prozesse effektiver gestaltet werden.

Der niedrige Wirkungsgrad einer realen Wärmekrafmiaschine beim Transformieren der

Wärme in mechanische Energie («50 %!) ist auf ein sehr unbefriedigendes und unzeitgemäßes Umwandlungsverfahren zurückzuführen. Der Basis-Mechanismus des heutigen Motors ist relativ einfach, robust, langlebig und erschwinglich. Seine Konstruktion hat sich seit seinem Entstehen aber nicht wesentlich verändert und sein Potenzial in heutiger Gestaltung ist praktisch aufgebraucht. Seine weitere Verfeinerung mit gewohnten Mitteln ist nicht aussichtsreich. Dies zeigen die Entwicklungen der letzten Jahrzehnten, während diesen der Wirkungsgrad des Hubkolbenmotors kaum gestiegen ist, obwohl er noch weit unter seinem theoretisch möglichen Wirkungsgradsniveau liegt. Der Treibstoffverbrauch der Pkws ist zwar gesunken, aber dies ist fast ausschließlich auf die Reduzierung der Gewichts ihrer Karosserie zurückzuführen, die aus leichterem Aluminium gebaut wird und (oder) besser aerodynamisch geformt ist. Es müssen prinzipielle Änderungen vorgenommen werden, um das restliche Potenzial, welches annähernd 50 % beträgt, aus dem Hubkolbenmotor herauszuholen.

Die Anforderungen an die Wirtschaftlichkeit des Motors und an seine Emissionen werden wegen der angestiegenen Umweltbelastung wohl gerecht immer strenger. Das fordert ein Umdenken und die wirtschaftliche Entwicklung ist dafür auch reif: die Produktivität im

Maschinenbau ist angestiegen und die Herstellungskosten können sogar bei steigender

Komplexität und Qualität des Motors gesenkt werden. Obwohl der gegenwärtige

Hubkolbenmotor heutzutage in vieler Hinsicht modernisiert worden ist, bleibt sein Kern - der Kurbeltrieb - immer noch eine archaische Gestaltung, welche seine weitere Entwicklung verhindert. Heutzutage rechnet sich, in den Kurbeltrieb zu investieren, um den Motor sparsamer und sauberer zu bauen, weil er noch benötigt wird.

Beginnend muss man aber in diesem Aspekt auf die folgende offenkundige Mängel des gewöhnlichen Kurbeltriebs hinweisen:

1. sogar beim Betreiben des Motors im Zustand seines höchsten Wirkungsgrades geschieht die Expansion der Arbeitsgase im Arbeitstakt viel zu langsam. Folgenschwer dabei ist, dass die Expansion im Bereich des OT in ihrer Hochtemperaturphase retardiert ist, wo das Verhältnis der Fläche zum Volumen des Expansionsraums bei einem Quadrathuber mit typischem Verdichtungsverhältnis von 10:1 beim Otto- und 22:1 beim Dieselmotor von drei- bis achtmal höher als am UT ist. Die ungünstige Bewegungsart des Kolbens in dieser Phase verursacht durch verlängerten Kontakt der hocherhitzten Arbeitsgase mit den großen gekühlten

Zylinderwandungen besonders große Wärmeverluste;

2. das Ansaugen ohne Aufladung ist nur im relativ niedrigen Drehzahlbereich, welcher weit vom Punkt der maximalen Leistung des Motors liegt, hinlänglich. Bei weiterer Erhöhung seiner

Drehzahl nimmt die Dauer des Gaswechsels ab, die Zylinderfüllung wird immer ineffizienter und das Drehmoment sinkt. Die maximale Leistung des Motors wird nur durch hohe

Rotationsgeschwindigkeit mit erheblichen mannigfaltigen Verlusten und dadurch mit enorm niedrigem Wirkungsgrad erreicht;

3. das Verdichten wird in seiner Endphase, wenn die Temperatur des Frischgases durch die

Kompressionswärme am höchsten ist, verzögert, wodurch ein unverhältnismäßig großer Teil der investierten in die Komprimierung Arbeit als Wärme an die Zylinderwandungen verloren geht;

4. das Ausstoßen ist wegen der stark verkürzten Dauer dieses Taktes im mittleren und hohem Drehzahlbereich des Motors durch hohe Drosselverluste in begrenzten

Ventilquerschnittsflächen sehr erschwert, daher muss der Motor ein Teil seiner gewonnener Bewegungsenergie im Arbeitstakt zum Ausstoßen der Abgase aufwenden;

5. der Arbeitstakt, um für das Ausstoßen mehr Zeit Zugewinnen und es dadurch zu erleichtern, wird absichtlich viel früher als der Kolben seinen UT erreicht beendet, deswegen wird der vorhandene geometrische Expansionsgrad des Motors nicht ausgeschöpft, was den

Wirkungsgrad des Motors reduziert. 3. Grundgedanke

Bekanntlich ist die übertragene Wärme Q zwischen einem Körper und seiner Umgebung zu dem Wärmeübertragungswert a, der Fläche S des Körpers, der Differenz der Temperatur (Tl -T2) zwischen dem Körper Tl und der Umgebung T2 sowie zu der Zeit t der

Wärmeübertragung proportional:

Q = a * S x (Tl-T2) t (2)

Die Gleichung (2) wird in der weiteren Darstellung der Erfindung zur Ermittlung der Höhe der quantitativen Divergenzen der Wärmeverluste der Motoren verwendet. Es ist evident, dass die Wärmeverluste eines Motors im Arbeits- und Verdichtungstakt reduziert werden können nur, wenn man mindestens einen von seinen vier Multiplikanden verkleinert. Der

Wärmeübertragungswert α und die Temperaturdifferenz (T1-T2) werden nicht berührt, weil in dieser Erfindung nicht in Betracht gezogen wurde, die Materialien des Motors oder seinen Treibstoff auszuwechseln, deswegen kommen lediglich die Fläche S und die Zeit t in Frage. Die Fläche S wird bei der Erfindungskonstruktion auch nicht verändert, obwohl durch ihre

Reduzierung im Motorenbau schon längst positive Ergebnisse vorzuweisen sind. So sind in der Konstruktion der bekannten Gegenkolbenmotoren, wo durch fehlende Zylinderköpfe die Fläche des Brennraumwände beinahe halbiert ist, wesentlich niedrigere Wärmeverluste nachgewiesen. Aber seine Konstruktion hat sich leider nicht etabliert, weil sie bis heute nicht hinlänglich ausgereift ist. Also bleibt alleinig die Option übrig, die Dauer des Kontakts der Gase mit den Wandungen des Expansionsraums im Zyklus des Motors zu kürzen, was durch die Erhöhung seiner Drehgeschwindigkeit auch leicht zu erreichen ist. Dadurch nimmt die Dauer des Zyklus insgesamt und konform die Dauer jedes von seinen einzelnen Takten ab. In der Realität wirkt solche pauschale Taktverkürzung bei einem HM aber kontraproduktiv. Obwohl bei schnellerer Rotation der Motorwelle die Wärmeverluste in den Arbeits- und Verdichtungstakten sich tatsächlich entscheidend reduzieren lassen, werden die gesamten Zyklusverluste bei gewisser Rotationsgeschwindigkeit, die innerhalb des unteren Drehzahlbereichs des Motors liegt und spezifisch für jede Motorkonstruktion ist, größer der Ersparnisse in diesen Takten. Dies findet wegen den gleichzeitig überproportional schnell wachsenden Verlusten beim Ausstoßen, der schlechteren Zylinderfüllung und den zunehmenden mechanischen Verlusten statt. Um dieses Problem bei einem HM zu umgehen, müsste man in seinem Zyklus die Dauer des Arbeits- und Verdichtungstakts beschleunigen und gleichzeitig die Dauer des Ansaugens und Ausstoßens verlängern. Diese Möglichkeiten bietet aber der starre herkömmliche Kurbeltrieb nicht, ebendarum ist der faktische Wirkungsgrad eines konventionellen Motors im Vergleich zu seinem theoretischen so niedrig.

Die geschilderten Probleme können nur mit einem Kurbeltrieb beseitigt werden, welcher dem Kolben eine Bewegungsart verleiht, die mit wesentlich höherer Effizienz jeden einzelnen Takt des Zyklus ausführen lässt. Dieser Grundgedanke wird z.B. in den sogenannten

Kurzpleuelmotoren (KPM) verfolgt (s. [2] und [3]).

In diesen Konstruktionen wird ein vollständiger Kolbenhub vom OT zum UT, wie auch in Motoren mit konventionellen Kurbeltrieben, in einem Kurbelwinkel von genau 180° verrichtet, dafür wird bei gleicher Drehgeschwindigkeit der Motorwelle auch die gleiche Zeit benötigt. Im Unterschied zu konventionellen Motoren legt aber der Kolben bei

Kurzpleuelmotoren schon in der ersten Viertelumdrehung seiner Kurbelwelle vom OT mit beinahe doppelter Geschwindigkeit über 90 % seines Hubes zurück. Ein solcher Kolbenweg ist in der Regel für den Arbeitstakt eines HM zeitgemäß und darf für die Expansion der Arbeitsgase im Arbeitstakt nicht überschritten werden, wenn ein sparsamer ZYKLUS angestrebt wird (das Auslassventil wird bei 135 °KW mit 89,6 % des Hubes geöffnet, um das Ausstoßen zu erleichtern). In der zweiten Viertelumdrehung der Kurbelwelle legt der Kolben eines KPM jedoch seinen geringfügigen Restweg zum UT mit stark reduzierter Geschwindigkeit zurück. Eine solche Bewegungsart des Kolbens führt bei fachgemäßer Anpassung der Steuerzeiten der Ventile eine erhebliche Senkung der Wärmeverluste im Arbeits- und Verdichtungstakt des Motors durch Verkürzung ihrer Dauer herbei. Das Ansaugen wird intensiviert und verlängert sich gleichzeitig, was eine bessere Zylinderladung bedingt. Das Ausstoßen wird ebenfalls verlängert und dadurch erleichtert. Der gesamte Zyklus eines solchen Motors läuft viel sparsamer ab. Diese Kurzpleuel-Kurbeltriebe haben aber außerdem auch folgende Schwachstellen:

1. der Mechanismus lässt sich wegen seiner beträchtlichen Pleuelneigung schwer als kompakte unkomplizierte Tauchkolbenkonstruktion gestalten, weil sich der Kolben zu verkanten droht;

2. in einer Kreuzkopfkonstruktion des Kurzpleuel-Kurbeltriebs, welche besser dafür geeignet ist als die Tauchkolbenkonstruktion, darf die maximale Pleuelneigung, welche die

Wirtschaftlichkeit des Motors bestimmt und theoretisch mit senkrechter Stellung des Pleuels zur Zylinderachse begrenzt ist, in der Realität aber auch nicht größer als etwa 70° sein. Bei weiterer erstrebenswerter Erhöhung dieser effizienzbestimmenden Neigung werden enorme Querkräfte auf den Kreuzkopf und die Flächen seiner Gleitbahnen gelenkt. Zudem wird die

Aufwärtsverschiebung des Kreuzkopfs zum OT seitens des Pleuels beim Verdichten und Ausstoßen am UT problematisch; 3. die maßgebende für die Wirtschaftlichkeit eines Motors maximale

Expansionsgeschwindigkeit im Zyklus eines Kurzpleuelmotors lässt sich im Vergleich zu einem herkömmlichen Motor theoretisch nur bis auf ca. 60 % (Grenzwert) erhöhen, was aber praktisch nicht erreichbar ist.

Die Wärmeverluste eines realen Motors zu ermitteln, ist in der Realität nicht schwierig, da man alle seine Parameter messen kann. Wärmeverluste einer virtuellen Motorkonstruktion auf diese Weise herauszufinden, ist dagegen nicht möglich. Deswegen wird hier lediglich ein rein rechnerisches Vergleichen der Parameter der Motorkonstruktion der Erfindung nach allen relevanten Kriterien mit den Parametern einer von der Basis aus gleichen realen zeitgemäßen Motorkonstruktion, deren Daten weitgehend bekannt sind, vorgenommen. Die ermittelten Differenzen dieses Vergleichens sollen die quantitative Verbesserung des Wirkungsgrads und andere Vorteile der Erfindung veranschaulichen.

Zum Vergleich werden hier gedanklich zwei völlig identische moderne

Verbrennungsmotoren verwendet. Dabei wird in einem von ihnen der derzeit bekannte zentrische Schubkurbeltrieb durch den erfundenen Ruck-Kurbeltrieb mit gleichem Hub ersetzt und seine Ventilsteuerzeiten ihm angepasst. Damit wird ein Prototyp eines Ruck-Kurbeltrieb-Motors geschaffen, dessen Basis sich von der Basis dieses HM nicht im geringsten unterscheidet. Durch einen solchen Umbau bewahren die zu vergleichenden Motoren dasselbe Verdichtungsverhältnis und denselben Treibstoff, die Materialien der Wandungen der Expansionsräume bleiben unterschiedslos und die Form und Maße ihrer Zylinderräume verändern sich nicht, deswegen bleiben die Parameter α und S in der Gleichung (2) auch unverändert und können begründet weggelassen werden. Mit„kl" wird folgend stets die verhältnismäßige Größe eines Elements oder Strecke zur Kurbellänge der Motorkurbelwelle (6) bezeichnet (näheres s. in Tab. 3).

Es werden folgende Bedingungen zum Vergleichen der Motoren festgelegt und

angenommen:

dass der Prototyp des Ruck-Kurbeltrieb-Motors mit einem Ruckkurbeltrieb ausgestattet ist, der eine Distanz von 1 ,25 kl zwischen den Drehachsen seiner Kurbelwellen aufweist, welche seiner Koppellänge gleich ist und die beiden Kurbelwellen gleiche Radien der

Kurbelwellenkröpfüngen von 1 kl besitzen;

dass das Vergleichen aller Parameter der Motoren, bei einer konstanter

Rotationsgeschwindigkeit der Motorwelle durchgeführt wird, die der Geschwindigkeit und Leistung des HM entspricht, bei welcher er seinen maximalen Wirkungsgrad erlangt; dass das Vergleichen bei vorgeschriebener Betriebstemperatur des HM stattfindet, die Temperatur des Frischgemisches und der Atmosphärendruck dabei identisch sind und das Massenverhältnis des Gemischs bei stöchiometrischem Verbrennungsluftverhältnis (λ = 1) gehalten wird;

V dass der Arbeitstakt der zu vergleichenden Motoren bei einem Kolbenweg, welcher dem 95-prozentigen Kolbenhub vom OT entspricht (Stellung der Motorkurbelwelle beim HM:

148,7°KW, beim Ruck-Kurbeltrieb-Motor: 43,2°KW), durch das Öffnen des Auslassventils beendet wird und der Expansionsverlust von 4,5 % (ε = 10:1) bis 4,77 % (ε = 22:1) mit einer entsprechenden Senkung des theoretischen Wirkungsgrads im Arbeitstakt hingenommen wird; V dass die Temperatur der Wandungen (T2) und die Schwankungen der Wandungstemperatur der Expansions- bzw. Kompressionsräume der Motoren während aller Prozesse des Zyklus kongruent bleiben;

S dass wegen den unbekannten Werten der momentanen Wärmeverluste des

Erfindungsmotors, die Ermittlung der momentanen Gastemperaturen (Tl) im Zylinder der beiden Motoren so vollzogen wird, als ob es keine Wärmeverluste bei der Verdichtung und der

Expansion gäbe und sie ausschließlich von der Basistemperatur am Anfang des Prozesses und vom momentanen Expansions- bzw. Kompressionsgrad des Gases im Zylinder abhängt.

Gemäß der letzten Annahme wird also die momentane Gastemperatur im Zylinder der Motoren beim Vergleichen als reine Funktion des Kolbenhubs betrachtet. Infolgedessen braucht in der Gleichung (2) zur Vereinfachung des Vergleichens der Ausdruck (T1-T2) auch nicht berücksichtigt werden. Dies ist vertretbar, da bei völlig identischen Expansionsräumen der Motoren solch eine Ausführungsbestirnmung beim Vergleichen alleinig zum Nachteil der Erfindung ist. Wie im weiteren Verlauf zu erkennen wird, werden beim Ruck-Kurbeltrieb-Motor sowohl seine vollständige Arbeits- und Verdichtungstakte als auch ihre verschwenderischsten Phasen schneller durchlaufen als bei einem HM. Daher hat der Ruck-Kurbeltrieb-Motor in Realität deutlich kleinere Wärmeverluste als ein HM (detaillierter im weiteren Verlauf).

Wirklich informativ und wichtig beim Vergleichen der Motoren sind hier erstens die Dauer des Arbeitstakts und zweitens die Dauer der Verlustphase des Verdichtens (der Zeitraum vom Punkt, an welchem die Temperatur des Frischgases durch Komprimierung die Temperatur der Zylinderwandungen übersteigt, bis zum Eintreffen des Kolbens am OT), weil genau diese

Zeitabschnitte der erfundenen Konstruktion sich wesentlich verringern. Diese Zeiträume werden hier in relativen Zeiteinheiten (° der Umdrehung der Motorwelle) gemessen, welche unabhängig von den realen Drehgeschwindigkeiten der Motorwellen zum Vergleich gültig sind. In der Realität sind aber die absoluten Wärmeverluste im Zyklus eines Motors nach Gleichung (2) zu der ECHTZEIT proportional. Und weil die Zyklusdauer unmittelbar von der

Rotationsgeschwindigkeit der Motorwelle abhängt, hängen auch die absoluten Wärmeverluste jedes Motors definitiv von ihrer Drehgeschwindigkeit ab. Warum denn dann die relative Zeit?! Die von der Rotationsgeschwindigkeit der Motorwelle unabhängige relative Zeit, gemessene in ° der Umdrehung der Motorwellen, ist nur zum VERGLEICHEN der RELATIVEN

Wärmeverluste unterschiedlicher Motorkonstruktionen geeignet. Sie wird benötigt, um die Prozesse eines virtuellen Motors mit denen eines realen Motors im denkgerechten Modus, objektiv vergleichen zu können und zwar, weil man die Dauer der Prozesse am virtuellen Motor nicht in Echtzeit messen kann. Da aber zum Vergleichen der Wärmeverluste im Prozess eines virtuellen Motors mit denen eines HM nur die relative Zeit zur Verfügung steht, welche beim Bewerten der relativen Wärmeverluste eines realen Motors genau so aussagekräftig wie die echte Zeit ist, weil der HM im Drehzahlbereich seines besten Wirkungsgrads betrieben wird, wird für vorurteilsfreies Vergleichen hier diese relative Zeit zugrundegelegt.

4. Lösung des Problems

Das Ziel dieser Erfindung ist, durch Optimierung des Zyklusablaufs die Wärmeverluste der Hubkolben- Verbrennungsmotoren zu reduzieren, damit ihren Wirkungsgrad zu steigern und ihre schädliche Emissionen zu verringern. Diese Erfindung ist eine Alternative zum

obengenannten Mechanismus des Kurzpleuelmotors, welche seine fortschrittliche Eigenschaften vervollkommnt und seine erwähnten Unzulänglichkeiten nicht aufweist.

Als Basis für einen zweckmäßigeren Kurbeltrieb eines Hubkolbenmotors ist der dargestellte in Fig. 1-1 Mechanismus gut geeignet. Er besteht aus zwei identischen Kurbelwellen, deren Kröpfungsradien R und Rl gleich sind: Kurbelwelle (5) bettet mit ihren Wellenzapfen in den Lagern (14) und Kurbelwelle (6) mit ihren Wellenzapfen in den Lagern (15) des Gehäuses (13). Sie sind an ihren Hubzapfen mit der Koppel (7), deren Länge K zur Distanz D gleich ist, drehbar gekoppelt. Damit bildet sich ein durchschlagendes Koppelgetriebe mit viergliedriger kinematischen Kette. Positioniert man die Koppel (7) genau auf einem beliebigen von den zwei Entweder-Oder-Punkten (in der Zeichnung bezeichnet als EOP-1 oder EOP-2) der

Kurbeltriebsachse, wie in Fig. 1-1, a und Fig: 1-1, b gezeigt ist, dann ergeben sich alleinig aus diesen beiden Positionen heraus folgende Alternativen: die Kurbeln dieses Mechanismus entweder in die gleiche oder in die entgegengesetzte Richtung zueinander drehen zu lassen. Beim Drehen der Kurbeln in die gleiche Richtung bleibt die Koppel (7) ständig parallel zur

Kurbeltriebsachse, die Kurbeln drehen sich kongruent und zwar unabhängig von der Distanz - wie die Räder einer Dampflok, die mit einer Schubstange gekoppelt sind (s. Fig. 1-1, c). Drehen sich aber die Kurbeln dieses Koppelgetriebes beim Starten aus einem beliebigen Entweder-Oder- Punkt entgegengesetzt zueinander (s. Fig. 1-1, d), neigt sich jetzt die Koppel (7) zur

Kurbeltriebsachse und beim gleichmäßigen Rotieren einer von den Kurbeln (hier wird die Kurbelwelle (5) als Motorwelle, die sich gleichmäßig dreht gewählt), bekommt die Rotation der anderen (Kurbelwelle (6), die als Zylinderkurbelwelle benutzt wird) eine zyklische

Drehungleichförmigkeit.

, Im Unterschied zu gleichgerichteter Rotation dieser Kurbelwellen zueinander, bei welcher die Distanz sich auf die Funktion der Drehbewegung beim Koppelgetriebe nicht auswirkt, spielt sie bei gegensätzlicher Rotation der Kurbelwellen eine entscheidende Rolle: sie bestimmt den Grad der Drehungleichförmigkeit der Zylinderkurbelwelle. Je kleiner die Distanz, desto stärker neigt sich in diesem Mechanismus die Koppel (7) zur Achse des Koppelgetriebes und ungleichmäßiger dreht sich die Zylinderkurbelwelle.

In der Fig. 12 gezeigten Konstruktionen sind zwei Schubkurbeln auf Basis eines solchen Koppelgetriebes dargestellt. Der Kolben (2) bzw. Kreuzkopf (8) sind mittels Bolzens (4) und Pleuels (3) an den Hubzapfen der Kurbelwelle (6) gekoppelt und werden im Zylinder (1) bzw. Gleitlagerwandungen (12) geradlinig auf seiner Achse geführt. Die Lage der Glieder der beiden Kurbeltriebe ist am Ende des Arbeitstaktes dargestellt beim Kolbenweg mit 95-prozentigen Hub vom OT, der generell für die Dauer des Arbeitstakts aller vergleichenden hier Motoren festgelegt wurde. Wie man sehen kann, braucht die Motorwelle (5) für denselben Kolbenweg einen kleineren Kurbelwinkel, wenn die Koppel (7) kürzer ist und sich stärker neigt: in der

Kreuzkopfkonstruktion Fig. 12, a, wo die Koppellänge 1,25 kl beträgt, benötigt sie 43°, wobei in der Fig. 12, b, welche eine Tauchkolbenkonstruktion zeigt, wo die Koppellänge 1,5 kl ausmacht, muss sie einen Kurbelwinkel von 71° zurücklegen. Der Kolben (2) wird jetzt beim

gleichmäßigen Rotieren der Motorkurbelwelle nah an seinem OT (TDC) stark beschleunigt und nah aber viel früher an seinem UT (BDC), stark verlangsamt. Diese positive Beeinflussung der Kolbenbewegung von der Koppelneigung ist hier viel stärker als die von der Pleuelneigung beim traditionellen Kurbeltrieb und sogar stärker als die von der Pleuelneigung beim

Kurzpleuelkurbeltrieb. Die Akzeleration des Kolbens durch die Neigung der Koppel und des Pleuels bzw. seine Retardation durch die wiederkehrte Aufrichtung dieser Glieder zur

Kurbeltriebs- bzw. Zylinderachse addiert sich hier miteinander und seine Bewegungskurve wird dadurch stark verändert.

Die Kurvenschar der Kolbenbewegungen der Ruckkurbeltriebe mit unterschiedlichen

Parametern im Vergleich zu einigen Bewegungskurven von andersartigen Kurbeltrieben in Fig. 3 zeigt anschaulich die Vorteile des Ruck-Kurbeltriebs. Unten sind die benötigte Zeitabschnitte für die Ausführung des Arbeitstakts mit festgelegten 95-prozentigen Kolbenweg vom OT in Grad der Umdrehung der Motorwellen angegeben (relative Zeit!), abhängig von der Konstruktion und Parametern des Kurbeltriebes beim konstanten Pleuelstangenverhältnis λ = ι Λ (außer

Kurzpleuelmotor).

1. Sinus-Kurve als Vergleichsbasis. Theoretische Dauer des Arbeitstakts 154,2°;

2. Kurve eines HM, Dauer des Arbeitstakts 148,7°;

3. Kurve eines HM mit Versetzung der Zylinderachse um 1,0 kl, Dauer des

Arbeitstakts 135,6°; 4. Kurve eines KPM mit Pleuelneigung 70° (λ =0,9397), Dauer des Arbeitstakts 108,6°;

5. Kurve eines KPM mit Pleuelneigung 90° (λ =1,0), theoretische Dauer

des Arbeitstakts (Dauer des vollständigen Abwärtshubes) 80,3° (90,0°);

6. Kurve eines Ruck-Kurbeltriebs mit Distanz von 1,25 kl, Dauer des

Arbeitstakts 43,3°; 7. Kurve eines Ruck-Kurbeltriebs mit Distanz von 1,25 kl, δ = 15°,

Zylinderachse ist um 15° zur Kurbeltriebsachse geneigt, Dauer des

Arbeitstakts (Dauer des vollständigen Abwärtshubes) 29,2° (80,3°);

8. Kurve eines Ruck-Kurbeltriebs mit Distanz von 1 ,25 kl, e = 1 ,0

und einer Versetzung der Zylinderachse um 1,0 kl von der Ebene,

in welcher die Wellenzapfen der beiden Kurbelwellen liegen,

Dauer des Arbeitstakts (Dauer des vollständigen Abwärtshubs) 24,3°(48°).

Für eine von mehreren realisierbaren Varianten des Ruckkurbeltriebmotors dient als Basis die bekannte Konstruktion des Kreuzkopfmotors (s. Fig. 2-1, a). Durch die Umgestaltung einer solchen Kreuzkopfmotorkonstruktion soll eine beschleunigte Expansion und längeres Aufhalten des Kolbens am UT erzielt werden. Zu diesem Zweck (s. Fig. 2-1 , b) wird der Kreuzkopf (8) mittels des Pleuels (3) und der Koppel (7) drehbar an den Hubzapfen (5/2) der

Motorkurbelwelle (5) gekoppelt. Außerdem wird das Pleuel-Koppel-Gelenk (3-7) an den Hubzapfen (6/2) der Hilfskurbelwelle (6) die zusätzlich im Motorgehäuse (13) installiert wird, drehbar gekoppelt. Das Pleuel-Koppel-Gelenk (3-7) rotiert in entgegengesetzter Drehrichtung zur Motorkurbelwelle (5) um die Wellenzapfen (6/1) der Kurbelwelle (6), welche es mit ihrem

Hubzapfen (6/2) auf einer Kreisbahn hält. Beim gleichmäßigen Umlauf der Motorkurbelwelle (5) erhält die Kurbelwelle (6) eine zyklische Drehungleichförmigkeit, welche die erwünschten ruckartigen Bewegungen des Kolbens (2) veranlasst. Sie wird als Ruckkurbelwelle (6) bezeichnet, weil sie bei konträrer Drehrichtung zur gleichmäßig rotierenden Motorkurbelwelle dem Kolben die relevante ruckartige Bewegung in jedem Takt verleiht.

In dieser Ausführung des Ruck-Kurbeltrieb-Motors wird die alte, sich bewährte

Konstruktion des Kreuzkopfmotors beibehalten. Die Höhe eines solchen 4-Taktmotors, gemessen vom OT des Kolbens bis zur Achse der Motorwelle, bei Distanz der Kurbelwellen von 1,25 kl wird dadurch von 15 bis 20 % größer als die Höhe eines entsprechenden Kreuzkopfmotors, wenn die Achse der Motorwelle in einer Linie mit der Zylinderachse liegt. Diese Variante ist z.B. für stationäre Motore, große Schifrmotore und Ähnliche aussichtsreich, wo Raum und Gewicht keine richtungsweisende Bedeutung haben.

Eine kompaktere Version eines Ruck-Kürbeltrieb-Motors kann erzeugt werden, wenn als

Basis dafür ein Tauchkolbenmotor verwendet wird (s. Fig. 2-2, a). In der kinematischen Kette eines solchen Kurbeltriebes übernimmt der Kolben (2) zusätzlich die Funktion des Kreuzkopfs und leitet die normal zur Zylinderachse stehende Querkräfte (F n ), die als Reaktion am Gelenk (2- 3) von der Kolbenkraft (F p ) und zu ihr im Winkel stehender Pleuelkraft (F r ) entstehen, durch die Buchse des Zylinders (1) an das Motorgehäuse (13). In Fig. 2-2, b wird der im Zylinder (1) verschiebbare Kolben (2) mittels Bolzens (4), Pleuels (3) und der Koppel (7) mit dem Hubzapfen (5/2) der Motorkurbelwelle (5), die mit ihren Wellenzapfen (5/1) in Lagern (14) im Gehäuse (13) bettet, drehbar gekoppelt. Das Pleuel-Koppel-Gelenk (3-7) wird von dem Hubzapfen (6/2) der Ruckkurbelwelle (6), die mit ihren Wellenzapfen in Lagern (15) im Gehäuse (13) bettet, konträr zur Drehrichtung der Motorkurbelwelle (5) im Kreise geführt. Auch dieser Mechanismus gewährt, dass sich der Kolben (2) in jedem Takt sehr ungleichmäßig bewegt und durch entsprechende Anpassung der Ventilsteuerzeiten die Zeiträume der unterschiedlichen Takten sich im Zyklus zweckmäßiger gestalten lassen. Die Höhe eines solchen Ruck-Kurbeltrieb- Viertaktmotors mit Distanz der Kurbelwellen von 1,25 kl gegenüber der Höhe eines

entsprechenden herkömmlichen Tauchkolbenmotors, gemessen vom OT des Kolbens bis zur Achse der Motorwelle, wird sich dadurch um etwa 25 % vergrößern.

Wenn aber die Motorwelle nicht in einer Linie mit der Zylinderachse installiert wird, sondern seitlich von der Zylinderachse eingebaut und durch eine entsprechend versetzte

Zusatzkröpfung an die Zylinderkurbelwelle gekoppelt wird, vergrößert sich die Höhe der beiden Konstruktionen, geschilderten in Fig. 2-1 und Fig. 2-2, nicht. Dadurch wird der Motor nur breiter und findet eine Verlängerung des Motors längs der Achse seiner Motorwelle statt. Die

Ruckkurbel (6) muss allerdings verstärkt werden, da sie in diesem Fall auch Druckkräften und Drehmomenten ausgesetzt wird. Dies wird detailliert im Abschnitt 13 erläutert, dazu siehe Zeichnungen in Fig. 13 und Fig. 8. Einige Kurbeltriebe, die ähnliche Konstruktionen mit verkoppelten Kurbelwellen aufweisen sind: DE 8624014 Ul„Kolbenmotor", [7]; DE 60316372 T2„Brennkraftmaschine", [8]; FR 900953„Hubkolbenmotor mit Kurbeltrieb, der mit einem Hebelgetriebe zusammenwirkt", [9]; DE 199 42 904 AI "Brennkraftmaschine", [10]. 5. Realisation des Gegenlaufs der Kurbelwellen aus den Entweder-Oder-Punkten

Wie schon im Abschnitt 4 erwähnt, kann sich die relative Drehrichtung der

Ruckkurbelwelle (6) zur Motorkurbelwelle (5) beim Starten des Ruck-Kurbeltrieb-Motors aus einem Entweder-Oder-Punkt, wenn der Zwangslauf fehlt, abhängig davon ob die Koppel im Entweder-Oder-Punkt durch- oder zurückschlägt, beliebig einstellen. Die Zeichnung (Fig. 10) stellt den Ruck-Kurbeltrieb in beiden Stellungen dar, in welchen der zufällige Wechsel der relativen Drehrichtung möglich ist. Um die Anlaufdrehrichtung aus den Entweder-Oder-Punkt dem Zufall nicht zu überlassen und verhindern, dass ein Ruck-Kurbeltrieb-Motor zu einem unzweckmäßigen Drehrichtungszustand kommt, ist für jeden der Entweder-Oder-Punktes eine Vorrichtung vorgesehen, welche bewirkt, dass die Kurbelwellen eines Ruck-Kurbeltrieb beim Starten aus einem Entweder-Oder-Punkt ständig konträr zueinander anlaufen und sich entgegengesetzt drehen. Als Gegenteil zur Bezeichnung einer Synchronisierungsvorrichtung, welche einen Gleichlauf herstellt, wird diese, welche den Gegenlauf bewirkt, Divergator genant. Divergator ( 10) ist dem EOP2 und Divergator (11) dem EOP 1 zugeteilt. Die Ruckkurbel (6) hält mit ihrem Hubzapfen das Pleuel-Koppelgelenk (3-7) auf der vorgegebener Kreis- bzw.

Bogenbahn, wofür sie in dieser Konstruktion ausschließlich bestimmt ist. Sie ist hier weder mit Drehmomenten noch mit Druckkräften belastet. Sie wird kontinuierlich nur schwankenden Zugkräften ausgesetzt, welche bei Stellungen der Ruckkurbel in den Entweder-Oder-Punkten ständig gleich null sind. Deshalb weist die Gestaltung einer solchen Ruckkurbelwelle (6) eine Leichtbauweise auf und ihre Masse ist in Relation zur Motorkurbelwelle (5) klein. Um sie beim Anlassen des Motors aus einem Entweder-Oder-Punkt in die adäquate Zielrichtung in Bewegung zu setzen, muss lediglich ihre Trägheit überwunden werden. Um sie aus ihrem Ruhezustand auf die Leerlaufgeschwindigkeit des Motors zu beschleunigen, ist daher beim Motorstart mit moderater Beschleunigung und eingeschränkter Masse nicht problematisch.

Der Ruck-Kurbeltrieb gehört zur Gruppe der ungleichförmig übertragenden Getrieben und weist daher zwischen den gekoppelten Kurbelwellen ein periodisch schwankendes

Übersetzungsverhältnis auf. Der Grad

der Schwankung dieses Übersetzungsverhältnisses hängt von der Distanz des Ruckkurbeltriebs ab. Wenn die Parameter der Glieder der Viergelenkkette eines Ruck-Kurbeltrieb-Motors so ausgewählt werden, dass die Ruckkurbelwelle in entgegengesetzter Drehrichtung zur

Motorkurbelwelle rotieren kann, erreicht das zwischen der Motor- und Ruckkurbelwelle schwankende Übersetzungsverhältnis an den Entweder-Oder-Punkten seine Extremwerte, weil die Entweder-Oder-Punkts zugleich die Extrempunkte der Übersetzungsfunktion eines

Koppeigetriebs (auch im mathematischen Sinn) sind. Deswegen muss auch ein Divergator ein gleichartiges schwankendes Übersetzungsverhältnis aufweisen. Dafür ist z.B. - auch zur Gruppe der ungleichförmig übertragenden Getrieben gehörende— ein elliptisches Zahnradgetriebe geeignet, dessen Extremwert des Übersetzungsverhältnisses mit dem des Kurbeltriebs übereinstimmt. Wählt man die Ellipsen gleichgroß, so ist der Achsabstand konstant und die Räder drehen sich um ihre Ellipsenbrennpunkte. Auch ein Zahnradgetriebe mit gebräuchlichen Zylinderrädern mit konstantem Übersetzungsverhältnis mit Evolventenverzahnung und einem Übersetzungsverhältnis, welches dem Extremwert des Übersetzungsverhältnisses des

Ruckkurbeltriebs entspricht, ist als Divergator einsetzbar, wenn die Zahnlücke entsprechend modifiziert wird, denn im schmalen Bereich des Zahnkontakts das Übersetzungsverhältnis sich nicht stark ändert.

Fig. 10, a zeigt den Divergator (10) in Stellung der Wellen im Entweder-Oder-Punkt 2 beim Zahnkontakt. Sein Zahnrad besteht nur aus einem Zähnepaar (1), eingebautem an der äußeren Seite der Wange der Ruckkurbelwelle (6), s. Ansicht nach Pfeil D, welches eine Zahnlücke bildet. Das Ritzel weist lediglich einen an der inneren Seite der Wange der Motorkurbelwelle (5) eingerichteten Zahn (2) auf, s. Darstellung A-A . Einmal pro Umdrehung, beim Passieren des Entweder-Oder-Punkt 2, greift der Zahn (2) der Motorkurbelwelle (5) in die Zahnlücke des Zähnepaars (1) der Ruckkurbelwelle (6) ein (Ansicht D) und verhindert, dass die Kurbel in diesem Punkt zurückschlägt. Fig. 10, b zeigt den Divergator (11) in Stellung der Wellen beim Zahnkontakt im Entweder-Oder-Punkt 1. Analog besteht er aus einem Zähnepaar (1/1), eingebautem in die Wange der Motorkurbelwelle (5) außen, welches die Zahnlücke bildet (s. C- C), und nur einem in die Wange der Ruckkurbelwelle (6) innen eingebauten Zahn (2/1) (s. B-B). Der Zahnkontakt findet hier ebenfalls nur im schmalen Winkelbereich um den Entweder-Oder- Punkt 1 herum statt.

Es ist ausreichend, dass der Zahnkontakt nur in einem schmaler Winkelbereich der Kurbelwellen um einen Entweder-Oder-Punkt herum statt findet. Der Modul der Zähne wird nach bedarf gewählt und die Übersetzung funktioniert auch mit abnormer Grenzzähnezahl, da das Ritzel meistens nur einen einzigen Zahn besitzt, welcher nur in sehr schmalem

Kreisausschnitt in Kontakt mit dem einzigen lückebildendem Zähnepaar des Rades kommt.

Wie in Fig. 10 dargestellt, benötigt der Zahn des Ritzels eine Zahnlücke, wenn Bedarf besteht, die Ruckkurbel aus beiden Richtungen entgegngesetzt zur Drehrichtung der Motorwelle anzustoßen, wie z.B. bei einem Schiffdiesel, wenn seine Welle starr mit der Schiffsschraubenwelle verbunden ist, für die Rückfahrt mit Umsteuerung des Motors. Rotiert die Motorkurbelwelle bereits, läuft dieser Mechanismus im Leerlauf auch im Bereich des

Zahnkontakts, weil jetzt alleine durch die Trägheitskräfte des Pleuels und der Ruckkurbelglieder das Pleuel-Koppel-Gelenk mit der Ruckkurbel einen Entweder-Oder-Punkt durchschlägt. Es sind auch andere Mechanismen zur vorgegebenen Drehrichtungsbestimmung der Kurbeln des Ruck- Kurbeltriebs zueinander denkbar. Auch autarke elektrisch, pneumatisch oder hydraulisch betriebene Starteinrichtungen für größere Motoren sind erwägbar. Es ist z.B. möglich eine abschaltbare Vorrichtung zu verwenden, welche lediglich beim Starten einen Zahneingriff gewährleistet und nach dem Erreichen einer bestimmten Drehgeschwindigkeit den Zahneingriff unterbricht, indem beispielsweise durch Zentrifugalkräfte oder hydraulisch gesteuerten Zylinder der Zahn aus der Lücke herausgeschwenkt, eventuell fixiert und nur beim Starten wieder freigegeben wird.

6. Zyklusablauf des Ruck-Kurbeltrieb-Motors mit rotierender Ruckkurbel (Doppelkurbel)

Bei der Stellung des Kolbens im Zünd-OT liegen bei einer solchen Konstruktion der Pleuel, die Koppel und die Motorkurbel nacheinander geschaltet auf einer Linie auf der

Kurbeltriebsachse. Sofort nach dem Verbrennungsvorgang, wenn der Kolben unter dem

Höchstdruck der Arbeitsgase steht und die maximale Kraft im Zyklus auf seinen Pleuel ausübt, bewegen sich die gekoppelten Hubzapfen der Kurbelwellen, zuerst durch Trägheitskräfte, in unterschiedlichen Richtungen von dieser Linie. Infolgedessen, dass die Glieder der Kaskade (Pleuel, Koppel und Motorkurbel), die alle gleichzeitig in die wechselseitige Richtungen auseinander kippen, kann der Kolben beim Ruck-Kurbeltrieb schon äußerst nah an seinem OT und mit vermindertem Widerstand sich extrem schnell senken. Dies ermöglicht den Arbeitsgasen den Kolben sofort nach der Verbrennung ruckartig zu beschleunigen, wodurch sich die

Expansionsgeschwindigkeit des Motors um das Vielfache vergrößert. Gleichzeitig wächst in der unmittelbaren Nähe vom OT auch der Wirkhebelarm der Motorkurbel rasant, und steht der großen in diesem Bereich Pleuelkraft hier früher zur Verfügung. Dies fuhrt zu einem

dynamischen Drehmomentwachstum, was die Motorkurbelwelle jetzt früher und kräftiger beschleunigt, und bewirkt, dass die Dauer der Expansion der Arbeitsgase sich zusätzlich verkürzt und die Wärmeverluste darüber hinaus vermindert. Fig. 5 führt die Entfaltungskurven der Wirkhebelarme der Kurbel der Motorwelle, die der Pleuelkraft bei den Ruck-Kurbeltrieb mit unterschiedlichen Distanzen zur Verfügung stehen, im Vergleich zur Entwicklung der Kurve des wirkenden Hebelarms der Kurbel der Motorwelle des HM, vor. In der Zeichnung Fig. 6 wird die Kurvenschar der Drehmomente im Arbeitstakt derselben Ruck-Kurbeltriebe mit der Drehmomentkurve des HM, deren Höchstwert als 1 festgelegt ist, verglichen. In Fig. 5 und Fig. 6 sind die Kurven der Wirkhebelarme und die Kurven des Drehmoments der Kurbeltriebe mit gleichen Parametern mit gleichen Positionsnummern versehen:

1. Ruck-Kurbeltrieb-Kurven mit Distanz 1,25 kl;

2. Ruck-Kurbeltrieb-Kurven mit Distanz 1,375 kl;

3. Ruck-Kurbeltrieb-Kurven mit Distanz 1,5 kl;

4. Ruck-Kurbeltrieb-Kurven mit Distanz 1,75 kl;

5. Ruck-Kurbeltrieb-Kurven mit Distanz 2,0 kl;

6. HM-Kurven.

Es ist plausibel, dass der Wirkhebelarm des Pleuels seinen Höchstwert an der Kurbel dann hat, wenn er zur Kurbel der Zylinderwelle im rechten Winkel steht, was ausschließlich vom Pleuelstangenverhältnis abhängt. Dies gilt sowohl für die Motorwelle eines HM als auch für die Zylinderwelle jedes hier präsentierten Ruck-Kurbeltriebs. Senkrecht zum Pleuel steht er immer bei ca. 72°KW (π/2 - arctan(l/3) = 71,57°), weil die zu vergleichenden Kurbeltriebe nach der

Vereinbarung ein gleiches Pleuelstangenverhältnis von λ = 1 :3 haben. Bei dieser Stellung ist die Pleuelkraft bei einem Ottomotor mit λ = ι Λ nur noch ca. 20 % von ihrem Spitzenwert am OT gleich (abgesehen von der zusätzlichen Kraftsenkung durch Druckabfall der Arbeitsgase im Zylinder wegen ihrer unabwendbaren Abkühlung). Beim Diesel, mit annäherndem

Gleichdruckprozess, kann im Unterschied zum Gleichraumprozess im Ottomotor der Druckwert beim Erreichen der senkrechten Stellung des Pleuels zur Kurbel höher liegen, was vom

Einspritzverfahren eines konkreten Diesels abhängt.

Wegen der ständigen und konstanten Phasenverschiebung zwischen dem Spitzenwert der Pleuelkraft und dem Spitzenwert des Wirkhebelarms der Kurbel im Arbeitstakt, deren Werte jeweils als 1 statuiert wurden, erreicht das Produkt dieser Parameter (das Spitzendrehmoment) einen Höchstwert von nur 0,29 sowohl an der Motorwelle eines herkömmlichen Ottomotors als auch an der Zylinderkurbelwelle jedes Ruck-Kurbeltrieb-Ottomotors bei 24°KW. Die Stellung der MOTORWELLE eines Ruck-Kurbeltrieb-Motors beim Spitzendrehmoment im Arbeitstakt hängt jedoch von den Parametern der konkreten Konstruktion ab, weil an der Motorwelle eines Ruck-Kurbeltrieb-Motors sich der Wert des momentanen Drehmoments der Ruckkurbelwelle mit dem momentanen Übersetzungsverhältnis zwischen den Wellen multiplizier. Dieses

Übersetzungsverhältnis hat seinen größten Wert am OT (i max >1) und den kleinsten am UT (i min = 1/i max) und dadurch wird das Drehmoment verstärkt bzw. abgeschwächt. Der Spitzenwert des Drehmoments an der Motorkurbelwelle eines Ruck-Kurbeltriebs ist deswegen in der Regel größer als 1, was beim HM nicht möglich ist. Dies geschieht beim Ruck-Kurbeltrieb, wenn das momentane Übersetzungsverhältnis des Kurbeltriebs größer des Kehrwerts vom Produkt der momentanen Kraft und des momentanen Wirkhebels ist. So ist z.B. beim Ruck-Kurbeltrieb- 1,25/3 das i max = 9 und daher das relative Spitzendrehmoment 8,65 bei Stellung der

Motorkurbelwelle von 2,56°. Der Grad der Schwankung des Übersetzungsverhältnisses, wie bereits erwähnt, hängt stark von der Distanz ab und ist je größer, desto kleiner diese ist.

Gleichzeitig aber hängt von dieser Distanz auch das Wachstumstempo des wirksamen Hebelarms für die Kolbenkraft ab: je später der maximale Wirkhebelarm erreicht wird, desto kleiner wird der Gasdruck und ein großer Teil dieses Druckabfalls gescheht wegen der Wärmeverluste, die in etwa proportional der Dauer des Kontakts der Arbeitsgase mit den Zylinderwandungen sind. Die gleiche Zylinderladung weist die gleiche Energie auf, deswegen wäre es gewissermaßen unwesentlich, in welcher Zeitspanne diese in mechanische Arbeit umgewandelt und auf die Motorwelle übertragen würde, wenn es keine Wärmeverluste gäbe. In einem realen Motor aber, weil man die Abkühlung der Arbeitsgase nicht vermeiden kann, muss zumindest der

Expansionsprozess möglichst schnell durchgeführt werden, um durch Verkürzung der Dauer des Kontaktes der Gase mit den Wandungen die Wärmeverluste zu senken. Exakt dies findet statt bei einem Ruck-Kurbeltrieb-Motor.

Tabelle 6 und die Kurven des Drehmomentes in Fig. 5 sowie Wirkhebelarme der Pleuelkraft in Fig. 6 zeigen die Unterschiede zwischen einem Kurbeltrieb eines HM und den Ruck- Kurbeltrieben:

S Bei einem Ruck-Kurbeltrieb wird der maximale Wirkhebelarm an der Motorkurbelwelle für die Kolbenkraft (Spalten 4 und 5), je nach seinen Parametern, um ca. 2 bis 5,5 Mal schneller erreich als beim Basis-HM;

S Das maximale Drehmoment im Arbeitstakt (Spalten 9 und 10) ist um etwa 3 bis 9 Mal höher des Drehmoments des HM;

S Das maximale Drehmoment im Arbeitstakt (Spalten 1 1 und 12) wird um etwa 3 bis 9 Mal schneller erreicht.

7. Ruck-Kurbeltrieb mit nicht urrdauffahigen Ruckkurbeln (Kurbelschwingen).

Die Ruckkurbelwelle ist beim Ruck-Kurbeltrieb nur dann umlauffahig, wenn folgende unabwendbaren Bedingungen vorhanden sind: 1. Gleichheit der Distanz mit der Länge der Koppel;

2. Gleichheit der Kröpfungsradien der Kurbelwellen.

Eine solche Konstruktion hat von beiden Seite der Ruckkurbel auf der Linie der

Kurbeltriebsachse einen Entweder-Oder-Punkt, an welchen ihre Drehrichtung entgegengesetzt der Drehrichtung der Motorwelle beim Starten per Divergatoren eingestellt, bzw. überwacht werden muss (s. Fig. 1-1, a und b).

Wird beim Ruck-Kurbeltrieb bei Erfüllung der ersten Bedingung die zweite Bedingung nicht eingehalten, kann im vollen Kreis immer nur eine Kurbelwelle laufen, und zwar die mit dem kleineren Kröpfungsradius, die andere schwingt lediglich im gewissen Winkel um ihre Achse und das Koppelgetriebe verwandelt sich aus einer Doppelkurbel in eine Kurbelschwinge. Weil aber in einem Mechanismus, der als Kurbeltrieb für einen Motor dienen soll, die

Motorwelle immer im Vollkreis rotieren muss, darf nur der Kröpfungsradius der Ruckkurbel bei einem Ruck-Kurbeltrieb größer des Kröpfungsradius der Motorkurbel sein (s. Fig. 17, a und b). 7.1 Kurbelschwingen mit Schwingungswinkeln zwischen 0° und 180°

Ist die Distanz der Länge der Koppel gleich und die Länge der Ruckkurbel größer als die Länge der Motorkurbel, verwandelt sich eine Doppelkurbel, wie erwähnt, in eine

Kurbelschwinge. Dabei schwingt bei rotierender Motorkurbel die Ruckkurbel in einem Winkel 0°<a<180° und der Schwingungssektor liegt lediglich an einer Seite der Kurbeltriebsachse, siehe Fig. 17. Ein solcher Mechanismus ermöglicht den Motor in zwei unterschiedlichen Modi in demselben Zyklus zu betreiben. Zweimal pro Umdrehung der Motorkurbelwelle findet hier ein Wechsel zwischen ruckartigen und fließenden Bewegungen an beiden Totpunkten des Kolbens statt. Bei der Drehrichtung der Motorwelle im Uhrzeigersinn und Oszillieren des Pleuel- Koppelgelenks rechts von der Kurbeltriebsachse (s. Fig. 17, a) oder bei der Drehrichtung der

Motorwelle gegen den Urzeigersinn und Oszillation des Gelenks links von der Kurbeltriebsachse bewegt sich der Kolben fließend vom OT (TDC2) zum UT (BDC2) und von ihm aus ruckartig zum OT (TDC2), wie die Kurve 1 des Diagramms der Fig. 18 zeigt, was für ein Kurbeltrieb eines Hubkolbenmotors nicht empfehlenswert ist. Als Orientierungshilfe dient die Sinuskurve (Kurve 3). Bei der Drehrichtung der Motorwelle gegen den Uhrzeigersinn und der Oszillation des

Pleuel-Koppelgelenks rechts von der Kurbeltriebsachse s. Fig. 17, b oder bei der Drehrichtung der Motorwelle im Uhrzeigersinn und Oszillieren des Pleuel-Koppelgelenks links von der Kurbeltriebsachse, bewegt sich der Kolben ruckartig vom OT (TDC1) zum ÜT (BDC1) und von ihm aus fließend in die umgekehrte Richtung zum OT (TDC1), wie die Kurve 2 des Diagramms der Fig. 18 illustriert. Dies bietet die Möglichkeit, die Takte eines Motors wie folgt anzuordnen:

a. Ansaugen ruckartig,

b. Verdichten fließend,

c. Arbeiten ruckartig,

d. Ausstoßen fließend.

Einer der Vorteilen dieser Kurbelschwinge gegenüber anderen Ruck-Kurbeltrieb-Konstruktionen ist, dass mit ihr ausgestatteter Ruck-Kurbeltrieb keine Entweder-Oder-Punkte besitzt, sein Bewegungsablauf ist eindeutig von der Drehrichtung der Motorwelle definiert und kann sich nicht willkürlich ändern, deswegen braucht er keine Vorrichtungen zur Richtungsbestimmung seiner kinematischen Kettenglieder. Bei der Anfertigung des Kurbeltriebs muss allerdings beachtet werden, dass die Koppel von der Seite der Kurbeltriebsachse installiert wird, an welcher sie beim Starten aus dem Zünd-OT mit der vorgesehener Drehrichtung der Motorwelle im kleineren Winkel den UT erreicht und einen Ruck des Kolbens vom OT zum UT und nicht umgekehrt verursacht. Im Vergleich zum Ruck-Kurbeltrieb mit umlaufender Ruckkurbel (Doppelkurbel) wird das Verdichten hier fließender durchgeführt, die Dauer des Ansaugens sinkt, aber es bleibt intensiv, die passive Ausströmungsphase des Ausstoßens verkürzt sich etwas und seine aktive Phase wird vergleichbar mit einer des HM. Der Pleuel taumelt immer nur von einer Seite der Zylinderachse und der Kolbenhub ist kleiner der doppelten Kurbellänge der Motorkurbelwelle. Je kleiner die Differenz der Längen der Kurbeln desto weniger die

Abweichung vom Hubwert 2 kl. Bei größeren Differenzen der Kröpfungsradien ist es eventuell rational, eine Neigung, Versetzung oder gleichzeitige Neigung und Versetzung des Zylinders zur Seite des Schwingungssektors der Zylinderkurbel vorzunehmen (siehe Fig. 23). Damit kann eine kleinere und beidseitig gleichmäßige Pleuelneigung zur Zylinderachse erreicht werden und der Pleuel kann verkürzt werden. Die dadurch auftretende Einbuße der Qualität der Bewegungskurve des Kolbens fallt dabei nicht ins Gewicht und kann bei Bedarf mit der Veränderung der Distanz leicht korrigiert werden. Eine Konstruktion mit geneigter oder versetzter Zylinderachse reduziert außerdem die Normalkräfte, die durch starke einseitige Pleuelneigung zur Zylinderachse zwischen der Zylinderhülse und die Kolbenmantelfläche bei einer Tauchkolbenkonstruktion bzw. den Gleitschuh und der Gleitlagerwandung bei einer Kreuzkopfkonstruktion entstehen, und verteilt sie gleichmäßiger auf beide Seiten der Führungsflächen. Damit wird auch ein

verminderter und gleichmäßigerer Verschleiß dieser Flächen erreicht, was zur Steigerung der Lebensdauer des Motors beiträgt. 7.2 Kurbelschwingen mit Schwingungswinkeln zwischen 0 und 360°

Geeignet als Kurbeltriebe für einen Hubkolbenmotor können auch solche

Kurbelschwingen sein, deren Schwingungswinkel- Wert zwischen 0 und Vollwinkel liegt (0°<a<360°). Eine solche Konstruktion als Kurbeltrieb funktioniert allerdings unter einigen Voraussetzungen. Bezeichnet man die Differenz zwischen den Längen der Ruck- und der Motorkurbel als Δ (Δ = Rl - R), dann muss dafür ausschließlich eine von den folgenden Bedingungen wahr sein:

entweder Ruckkurbel > Motorkurbel und (Koppel + Δ) = (Distanz + Motorkurbel) oder Ruckkurbel > Motorkurbel und (Koppel - Δ) = (Distanz + Motorkurbel).

Auf Basis eines solchen Koppelgetriebes (s. Fig. 15 und Fig. 16 ) entsteht ein Kurbeltrieb mit einem um die Ruckkurbelwellenachse symmetrisch zur Kurbeltriebsachse im Bogen schwingenden Pleuel-Koppel-Gelenk. Auch diese Kurbelschwingen besitzen die Eigenschaft, den Motor in zwei unterschiedlichen Modi in demselben Zyklus zu betreiben. Die

Kolbenbewegung wird auch hier während eines Zyklus aus der konventionellen fließenden Art in die neue ruckartige Art und umgekehrt gewechselt. Im Unterschied zu der davor beschriebenen Kurbelschwinge im Abschnitt 7.1, findet aber ein Wechsel der Bewegungsart des Kolbens hier erst nach jeder vollständigen Umdrehung der Motorkurbelwelle statt. Je nach Parametern einer solchen Kurbelschwinge, passiert dies nur in ihren oberen oder nur in ihren unteren Totpunkten, deswegen sind solche Kurbelschwingen nur für die Viertaktmotore geeignet. Es bleibt hier nur einer von zwei Entweder-Oder-Punkten einer Doppelkurbel erhalten, aus dem die Drehrichtung der Ruckkurbel beim initiieren des Motoranlaufs mit der Drehrichtung der Motorwelle aufeinander abgestimmt werden muss. Der andere Entweder-Oder-Punkt entzweit sich und bildet an jeder Seite des Schwingungssektors jeweils einen OT (TDC1 und TDC2 in Fig. 16) bzw. einen UT (BDC1, BDC2 in Fig. 15). An diesen Totpunkten wechselt sich die

Bewegungsrichtung der Ruckkurbel definitiv und muss nicht überwacht werden. Die

durchgezogene breite Linie (Fig. 1 ) zeigt die Bewegungskurve (1) des Kolbens, die entsteht beim Starten aus dem Entweder-Oder-Punkt (TDC1) mit gleichgerichteter Rotation der

Kurbelwellen, gestrichelt breit ist die Bewegungskurve (2) des Kolbens dargestellt, wenn beim Starten aus dem Entweder-Oder-Punkt (TDC1) die entgegengesetzte Drehrichtung der Kurbeln gewählt wird. Der Verlauf der Kurven 1 und 2 ist identisch, er hat nur eine Phasenverschiebung um 360°. Durchgezogene schmale Linie (3) stellt eine Sinuskurve lediglich zur

Orientierungshilfe dar.

Beim Konstruieren muss man sich aber entscheiden, an welcher Stelle der

schwingungsfreie Kreisausschnitt der Ruckkurbel liegen soll: wird die Koppellänge um die Differenz der Kurbellängen größer als die Distanz gewählt, liegt der schwingungsfreie

Kreisausschnitt der Ruckkurbel zwischen den Kurbelwellen (s. Fig. 15) und das Pleuel- Koppelgelenk schwingt zwischen dem Kolben und der Ruckkurbelwelle. Die Kurve der

Kolbenbewegung ist um die vertikale Achse durch ihren OTs (TDC) symmetrisch. Die Dauer der Bewegung vom UT (BDC1) zum OT (TDC2) und zurück zum UT (BDC2) ist kleiner als eine Umdrehung der Motorkurbelwelle. Der Kolben überquert abwechselnd den OT (TDC2) schnell mit einem ruckartigen Doppelhub, den OT (TDC1) dagegen passiert er langsam mit einem konventionellen fließenden Doppelhub, deswegen ist seine Bewegungskurve stark zugespitzt am OT (TDC2) und fast sinusförmig an dem OT (TDC1). Hier wäre folgende Abwicklung des Zyklus zweckmäßig:

Ansaugen fließend,

Verdichten ruckartig,

Arbeiten ruckartig,

Ausstoßen fließend.

Seine UTs (BDC) passiert der Kolben hier mit minimaler Geschwindigkeit. Sie wandern beide näher zum OT (TDC2), der zum Zünd-OT gewählt wird, deswegen verkürzt sich der

Verdichtungs- und der Arbeitstakt bei gleichzeitiger Verlängerung des Ansaugens und des

Ausstoßens, was günstig für alle Takte des Zyklus ist.

Wählt man die Koppel um die Kurbeldifferenz kürzer der Distanz, durchschlägt das

Pleuel-Koppelgelenk den Entweder-Oder-Punkt zwischen den Kurbeln und jetzt liegt der schwingungsfreie Kreisausschnitt der Ruckkurbel zwischen dem Kolben und der

Ruckkurbelwelle (s. Fig. 16) und das Pleuel-Koppelgelenk schwingt zwischen den Kurbelwellen.

Die Kolbenbewegungskurve eines solchen Kurbeltriebs ist hier nur um die vertikale Achse durch ihren UTs (BDC) symmetrisch. Die Kurve 1 (durchgezogene breite Linie) zeigt die Bewegung des Kolbens beim Starten aus dem BDC1, der gleichzeitig einen Entweder-Oder-Punkt darstellt, mit entgegengesetzter Drehrichtung der Kurbelwellen, Kurve 2 (gestrichelte breite Linie) stellt die Bewegungskurve des Kolbens dar, wenn beim Starten aus dem BDC1 die gleiche

Drehrichtung der Ruckkurbeln gewählt wird. Beim Start aus dem Entweder-Oder-Punkt mit entgegengesetzter Drehrichtung der Kurbelwellen (Kurve 1) läuft der Kolben aus dem UT (BDCl) nach einer Verzögerung von ca. 3 A Umdrehung der Motorwelle mit einen ruckartigen Hub zum OT (TDC2), passiert fließend mit konventionellem Doppelhub den UT (BDC2) und erreicht den OT (TDC1), welchen er ruckartig verlässt und erneut zum UT (BDCl) kommt. Hier wäre sinnvoll die Takte wie folgt dem Ruck- Kurbeltrieb-Motor zuzuordnen:

Ansaugen fließend,

Verdichten fließend,

Arbeiten ruckartig,

Ausstoßen ruckartig.

Damit wird der Ladungswechsel verkürzt: er findet weniger als in einer Umdrehung der

Motorkurbelwelle statt, der Arbeitstakt mit dem Ausstoßen dauern entsprechend länger als eine Umdrehung. Diese Kurve könnte einige Nachteile gegenüber der am OT symmetrischen Kurve (Fig. 15) haben, bei welchen sich der Kolben im Bereich seines 5-prozentigen Hubes vom OT nur etwa ein Zehntel von der entsprechenden Aufenthaltsdauer eines HM bleibt. Die

Bewegungskurve des Kolbens ist hier oben etwas abgeflacht, er hält sich im Bereich seines 5- prozentigen Hubes vom OT im Vergleich zum HM aber trotzdem nur etwa 65 % auf, was bei mageren Gemischen mit langsamerer Verbrennung eventuell günstig sein könnte. Das Ausstoßen wird länger und damit enorm leicht, das Ansaugen verliert etwas an seiner Intensität gegenüber der Kurve 1 in Fig. 15, aber dauert immer noch vielfach länger des eines HM, der

Verdichtungsverlauf wird identisch mit dem eines HM. Je größer die Differenz der Kurbellängen im Ruck-Kurbeltrieb-Motor, desto kleiner der Schwingungswinkel der Ruckkurbelwelle bei gleicher Distanz, unabhängig von der Lage des Schwingungssektors. Liegt der unpassierbare Kreisausschnitt der Zylinderkurbel zwischen der Ruckkurbelwelle und dem Kolben, wird der Hub kleiner als zwei Kurbellängen der Motorwelle (s. Fig. 16). Der Kolben bewegt sich zwar ruckartig aus seinem Zünd-OT (TDC1) zum UT (BDCl), aber sein gesamter Hub dauert länger als eine halbe Umdrehung der Motorwelle und für seinen vorgesehenen für den Arbeitstakt 95- prozentigen Hub braucht er auch mehr Zeit, weil seine Bewegungskurve nicht so steil ist wie die von den Konstruktionen mit rotierenden Ruckkurbelwellen. Der Hub vom UT (BDCl) zu seinem Gaswechsel-OT (TDC2) passiert mit einer Verzögerung ebenfalls ruckartig, aber dauert länger als eine halbe Umdrehung der Motorwelle.

Liegt der unpassierbare Kreisausschnitt der Ruckkurbelwelle zwischen der Motor- und Ruckkurbelwelle, wird der Hub größer als zwei Motorkurbellängen (s. Fig. 15). Der vollständige Hub vom Zünd-OT (TDC2) bis zu seinem UT2 (BDC2) verläuft ruckartig und erfolgt weniger als in einer halben Umdrehung der Motorkurbelwelle. Der Arbeitstakt kann daher sehr schnell und wirtschaftlich durchgeführt werden. Der Hub vom UT2 (BDC2) zum Gaswechsel-OT (TDC1) verläuft konventionell und benötigt mehr als eine halbe Umdrehung der

Motorkurbelwelle, daher ergibt sich ein entlastetes Ausstoßen. Das Ansaugen geschieht fließend, aber wird verlängert, verliert jedoch an Intensität im Vergleich zur Konstruktion mit rotierender Ruckkurbel.

8. Vorteile eines Ruck-Kurbeltrieb-Motors mit rotierender Ruckkurbelwelle

im Zyklus im Vergleich zum Basis-HM.

Die Vorteile im Zyklus eines Hubkolbenmotors mit einem Ruck-Kurbeltrieb- 1,25/3 mit rotierender Ruckkurbelwelle mit einer Länge der Koppel von 1,25 kl, die der Distanz gleich ist und ein Pleuelstangenverhältnis von 1/3 hat, im Vergleich zum Zyklus des Basis-HM werden zur Deutlichkeit taktweise beschrieben (s. Fig. 1, a)):

1. ANSAUGEN von 0 °KW bis 317 °KW, Dauer 317° (ohne Vorsteuerung). Der Kolben legt beim geöffneten Einlassventil schon bei 43 °KW 95 % seines Hubes vom OT zurück.

Dadurch wird jetzt im Zylinderraum viel früher und ein viel tieferer Unterdruck als bei einem HM erreicht, was zum Forcieren des Ansaugens, und zur Intensivierung der

Gemischverwirbelung führt, welche eine vollkommnere Verbrennung bewirkt. Das Ansaugen und Verdichten dauern zusammen, wie auch bei einem HM, eine vollständige Umdrehung der Motorkurbelwelle, davon wird fürs Verdichten beim Ruck-Kurbeltrieb-Motor nur 43° benutzt, der Rest von 317° (= 360 - 43) steht vollständig dem Ansaugen zur Verfügung, was ca. 150 % der Ansaugdauer eines Basis-HM (ohne Vorsteuerung) beträgt. Der annähernd regungslose Aufenthalt des Kolbens eines Ruck-Kurbeltrieb-Motors während guten %-Umdrehungen der Motorwelle im Bereich des UT in seiner Retardationszone sorgt auch in seinem oberen

Drehzahlbereich für eine wesentlich bessere Zylinderfüllung und steigert den Liefergrad des Motors generell. Summarisch ist beim Ruck-Kurbeltrieb-Motor ein rationales Drehmoment (gemessen nach der Kriterien eines HM) in einem 1,5-mal breiteren Band der Drehzahlen als bei einem HM verfügbar und durch seinen besseren Liefergrad, dank des intensiveren

Unterdruckaufbaus im Zylinder, wird eine höhere hubraumspezifische Leistung und auch eine absolut höhere maximale Leistung erreicht.

2. VERDICHTEN von 317 °KW bis 360°KW, Dauer 43°. Die in etwa dreimal schnellere Verdichtung des Gemischs sorgt für weniger Verluste der entstehenden Komprimierungswärme. Jetzt wird beim Expandieren der Arbeitsgase im Arbeitstakt ein größerer Teil der in die

Verdichtung investierten Energie zurückgewonnen, da sich die durch schnellere Durchführung der Komprimierung erhitzten Gase weniger abkühlen.

3. ARBEITSTAKT von 360°KW bis 403°KW, Dauer 43°. Nach der Verbrennung des Treibstoffs und Erreichen des Höchstdrucks im Brennraum am OT treiben die Arbeitsgase den Kolben in Richtung UT. In knapper Achtelumdrehung der Motorwelle legt er 95 % seines Hubes zurück. Die vorhandene Wärme der Arbeitsgase wird jetzt durch die fast viermal geringere Expansionsdauer weniger an die Wandungen des Verbrennungsraums verschenkt. Aufgrund dieser Sachlage ist während des gesamten Arbeitstakts die Temperatur und dadurch auch der Druck der Arbeitsgase im Expansionsraum des Ruck-Kurbeltrieb-Motors relativ zum Druck eines HM bei gleicher Kolbenstellung fortdauernd höher. Infolgedessen wirkt im Arbeitstakt auf den Kolben permanent eine größere Kraft, die ein höheres Drehmoment an der Motorwelle erzeugt und wird ein größerer Teil der Wärmeenergie in mechanische Arbeit umgewandelt. Außerdem wächst jetzt durch die schnelle Neigung der Koppel der Wirkhebelarm der

Motorkurbelwelle, auf welchen die größere Kolbenkraft wirkt, auch schneller an. Diagramms in Fig. 6 zeigt, dass im Vergleich zum Basis-HM (Kurve 6) erreicht der Ruck-Kurbeltrieb- 1,25/3 (Kurve 1) seinen maximalen Hebelarm um 6 Mal früher (12°KW gegen 72°KW).

Weil schon nah am OT im Bereich des maximalen Gasdrucks im Zylinder der großen Kraft des Kolbens, hier auch ein größerer Wirkhebelarm der Motorkurbel rechtzeitig zur Verfügung steht, kann die Kraft auch früher umgesetzt werden, und wird ein größeres Drehmoment an der Motorwelle früher erreicht. Das Diagramm in Fig. 5 zeigt die Kurven der relativen

Drehmomententwicklung derselben Motoren im Vergleich zum Basis-HM. Dem maximalen Drehmoment des HM wurde einfachheitshalber sinngemäß der Wert 1 zugeschrieben. Es ist unverkennbar, dass im Vergleich mit einem HM (Kurve 6) der Ruck-Kurbeltrieb- 1,25/3 (Kurve 1) einen um 8,6 Mal größeren Spitzenwert des Drehmoments hat, den er außerdem auch um 9 Mal (= 24° / 2,6°) schneller erreicht. Dadurch wird die Welle des Motors im Arbeitstakt früher und kräftiger beschleunigt als bei einem HM und erreicht am Ende des Arbeitstakts eine höhere Geschwindigkeit. Damit kommt zur Reduzierung der Wärmeverluste, die aus der Verkürzung des Drehwinkelbereiches der Gasexpansion durch die geeignetere Funktion des Ruck- Kurbeltriebs resultiert, zusätzlich eine Reduzierung der Wärmeverluste durch die Verkürzung der Zeit, in welcher der bereits verkürzte Drehwinkelbereich durchlaufen wird, hinzu.

Nach dem Zurücklegen eines 95-prozentigen Hubes bei 403 °KW ist der Arbeitstakt praktisch abgeschlossen und das Auslassventil wird geöffnet. In der nächsten %-Umdrehungen der Motorwelle (403 °KW bis 540 °KW) legt der Kolben nur noch stark verlangsamt den kleinen restlichen 5-prozentigen Teil seines Hubes bis zum UT zurück. Beim Ruck-Kurbeltrieb- 1,25/3 ist diese Phase des Hubes um 92° (= 495 - 403) länger als bei einem HM, bei dem das Auslassventil üblicherweise mit 495°KW erst öffnet, obwohl sein Kobenweg erst 89,58 % des Hubes erreicht hat. Bei einem HM wird ein solcher frühzeitiger Abbruch des Arbeitstakts vorgenommen, um das Ausstoßen der Abgase zu erleichtern, wobei hierdurch ein Expansionsverlust von 9,38 % entsteht. Dies ist bei einem HM auch gerechtfertigt, da die Wirtschaftlichkeit des Motors nicht alleine von der Wirtschaftlichkeit des Arbeitstaktes, sondern von der Wirtschaftlichkeit des Zyklus insgesamt abhängt. Beim Ruck-Kurbeltrieb-Motor kann das Auslassventil später oder brauch erst gar nicht vor dem Erreichen des UT geöffnet werden, wenn eine Versetzung der Zylinderachsen vorgenommen wird (siehe Kurve 8 in Fig. 3) und trotzdem verlängert sich sein Ausstoßen wesentlich und wird dadurch deutlich entlastet. Durch Abbruch des Arbeitstakts vor dem Erreichen des UT entsteht beim Ruck-Kurbeltrieb-Motor ein Expansionsverlust in diesem Fall von nur 4,57 %. Der Expansionsverlust des HM ist um 4,81 % (= 9,38 - 4,57) größer des Expansionsverlusts des Ruck-Kurbeltrieb-Motors, was einem Wirkungsgradverlust von 0,85 % absolut entspricht, welcher dem Ruck-Kurbeltrieb-Motor erspart bleibt.

4. AUSSTOßEN von ca. 403 °KW bis 720 KW°, Dauer: 317°. Das Ausstoßen läuft beim Ruck-Kurbeltrieb-Motor quasi in zwei Phasen ab: der passiven Ausströmungsphase (die ersten % Umdrehungen der Kurbelwelle) und der aktiven Phase der Abgasverdrängung, dem eigentlichen Ausstoßen (die letzte Achtelumdrehung der Kurbelwelle vor dem OT). In seiner ersten passiven Ausströmungsphase legt der Kolben aus der Stellung der Motorkurbelwelle von 403 °KW, wenn das Auslassventil beim Erreichen seines 95-prozentigen Hubes geöffnet wird, enorm verlangsamt in etwa V« Umdrehungen der Kurbelwelle die restlichen 5 % seines Hubes zum UT zurück. Im UT (540 °KW) wechselt er seine Richtung und durchläuft in den nächsten 3 /g-Umdrehungen der Kurbelwelle erneut langsam die ersten 5 % seines Hubes zum OT. In dieser Phase, während welcher sich der Kolben ^-Umdrehungen der Motorwelle fast regungslos in der Nähe des UT aufhält und das Auslassventil geöffnet ist, werden die Abgase aus dem Zylinder abgelassen. In der zweiten aktiven Phase des Ausstoßens werden die sich jetzt ausgedehnten restlichen Gase vom Kolben aus dem Zylinder ausgestoßen. Das Ausstoßen des Ruck-Kurbeltrieb-Motors beträgt insgesamt 141 % der Dauer eines HM. Weil sich aber hier im Vergleich zum HM eine über dreieinhalbmal längere Abgas-Ausströmungsphase (274° gegen 76°) ergibt, ist der Restdruck der Abgase im Zylinder vor seiner zweiten aktiven Phase viel niedriger und sie können mit minimalem Energieaufwand aus dem Zylinderraum verdrängt werden. Dadurch wird auch dieser Takt entlastet und trägt zusätzlich zum Steigern des Wirkungsgrads im Zyklus bei.

9. Ventilsteuerzeiten

Abgesehen von der statischen grundlegenden Nockenwelleneinstellungen bei ihrer

Installation, die zur Anpassung der Ventilsteuerzeiten an einer realen Konstruktion beim Ruck- Kurbeltrieb-Motor allemal durchgeführt werden muss, wird auch eine dynamische

Ventilsteuerung nach der veränderlichen Drehzahl und dem wechselhaften Lastverhalten sich positiv auf die Steigerung seiner Effizienz auswirken. Je nach Bedarf kann diese variable Ventilsteuerung im Betrieb zur Leistungssteigerung, Drehmomentgewinn oder

Treibstoffeinsparung benutzt werden. In diesem Aspekt ist das Verbesserungspotenzial des flexibleren Ruck-Kurbeltrieb-Motors im Vergleich zum starren HM bei heutigem Stand des Know-hows viel größer. Erstens löst das ruckartige Ausschieben der Restabgase in der Endphase des Ausstoßtaktes beim Ruck-Kurbeltrieb-Motor direkt am OT zuletzt noch einen kurzen Druckanstieg der Abgase im Zylinder aus. Dieser verursacht einen intensiven und hilfreichen Sogeffekt im Auspufftrakt unmittelbar nach dem der Kolben seinen OT passiert. In Kombination mit der ruckartigen Kolbenbewegung zum UT, welche direkt im Anschluss zum Ausstoßen mit wesentlich kleinerer Verzögerung als bei einem HM eintritt, weil der Kolben den Gaswechsel- OT beim Ruck-Kurbeltrieb-Motor viel schneller passiert, wirkt es sich erstens positiv auf das Spülen aus, wenn das Auslassventil bei offenem Einlassventil mit abgestimmter auf die momentane Drehgeschwindigkeit Verzögerung, schließt. Zweitens, dank starker

Abwärtsbeschleunigung des Kolbens in der Nähe des OT und zugleich dem gleichgerichteten ruckartigen Untertauchen der(s) Einlassventilteller(s) beim Öffnen, wird das Frischgas von diesen Körpern hauptsächlich in die Richtung der Zylinderachse mitgerissen. Mit den restlichen am Zylinderkopf des Verbrennungsraums gebliebenen Abgasen werden sie sich in dieser Phase nicht wesentlich vermischen, weil Abgase im Verbrennungsraum mit verliehenem ihnen vom Kolben Schwung in der letzten Phase seiner Aufwärtsbewegung bereits in Richtung

Auslassventilöffnung ausströmen und zusätzlich von der Saugwirkung des Auspufftrakts zum Auslassventil herangezogen werden. Dieses zweckmäßige Zusammentreffen dieses Sogs mit der hier schnelleren Abwärtsbewegung des Kolbens ruft ein saubereres Spülen als bei einem HM hervor, wodurch die Abgase fast restlos und nahezu ohne Spülverluste entfernt werden können, wenn das Auslassventil mit passender Verzögerung geschlossen wird. Ein Ruck-Kurbeltrieb-Motor ist quasi ein HM, der beim gleichmäßigen Umlauf seiner Motorwelle im Zyklus, dank seinem periodisch schwankenden Übersetzungsverhältnis seines Kurbeltriebs, einzelne Takte mit unterschiedlichen Drehgeschwindigkeiten ausführen lässt. Der Kolben wird passend zum Ablauf der thermodynamischen Prozesse im Zylinder zweimal beschleunigt und zweimal verlangsamt. Dadurch lässt sich der Zyklusablauf viel effektiver und wirtschaftlicher im Vergleich zu einem HM durchführen:

a. sein Ansaugen dauert etwa 41 % länger: 317° gegen 225°;

b. das Verdichten passier 3,44-mal schneller: in 43° gegen 149°;

c. die Expansion passiert ebenfalls 3,44-mal schneller: in 43° gegen 149°; d. sein Ausstoßen dauert etwa 41 % länger: 317° gegen 225°.

Bei gleichmäßiger Rotation der Motorwelle eines Ruck-Kurbeltrieb-Motors mit 6 000 U/min, hat er ein wirksameres Ansaugvermögen als ein HM bei 4 255 U/min und so maßvolle

Ausstoßverluste, wie ein Motor mit einem herkömmlichen Kurbeltrieb bei einer Drehzahl ebenfalls von ca. 4 255 U/min. Die Verdichtung und Expansion läuft aber zur selben Zeit so sparsam, wie bei einem HM mit einer Drehzahl von ca. 21 000 U/min ab. Dabei wurden die Verdichtungs- und Arbeitstakte, bei welchen die Wärmeverluste der Temperaturdifferenz und der Dauer des Kontakts proportional sind, nicht durchschnittlich, sondern besonders in ihren verschwenderischsten Phasen, wo die Temperaturdifferenz am höchsten ist, maximal

beschleunigt. Durch den viel intensiveren Ablauf des Ansaugtakts und seine Verlängerung, werden bessere Füll-, Spül- und Liefergrade des Motors ermöglicht, das Ausstoßen wird durch seine Verlängerung wesentlich erleichtert. Der Wirkungsgrad und seine spezifische Leistung steigen.

10. Berechnung der Steigerung des Wirkungsgrads des Ruck-Kurbeltrieb-Motors.

Die gesamten Umwandlungsverluste eines Verbrennungsmotors sind in der Tabelle 7 aufgestellt: sie berechnen sich aus dem Wert des theoretisch möglichen Wirkungsgrads minus den Wert des faktischen Wirkungsgrads. Ein gängiger Ottomotor mit einem gebräuchlichen Expansionsgrad 10 (Verdichtungsverhältnis 10:1) hat einen theoretischen Wirkungsgrad von rund 0,60:

η = 1 - (V1/V2) °' 4 (3)

η = 1 - (1/10) °' 4 = 0,6019

Dabei erreicht der Ottomotor (statistisch) einen faktischen Wirkungsgrad von 0,25 bis 0,30 Seine summarischen Verluste liegen also im Bereich von 0,30 bis 0,35: 0,6019 - 0,25 = 0,3519; 0,6019 - 0,30 = 0,3019.

Beim subtrahieren der Dissipationsverluste (Reibungs-, Pumpen-, Strahlungsverluste) des Motors von ca. 5 % absolut, die in den summarischen Verlusten beinhaltet sind, bewerten sich die reine Wärmeverluste eines Ottomotors auf 0,25 bis 0,30 absolut:

0,3519 - 0,05 = 0,3019; 0,3019 - 0,05 = 0,2519.

Ein gängiger herkömmlicher LKW-Dieselmotor mit einem typischen

Verdichtungsverhältnis von 22:1 hat einen theoretischen Wirkungsgrad von ca. 0,71:

η = 1 - (1/22) 0,4 = 0,7096,

dabei beträgt sein faktischer statistischer Wirkungsgrad von 0,35 bis 0,40. Seine summarischen Verluste liegen damit im Bereich von 0,31 bis 0,36:

0,7096 - 0,35 = 0,3596; 0,7096 - 0,40 = 0,3096.

Abzüglich der Dissipationsverluste von 5 % absolut liegen die Werte seiner Wärmeverluste im Bereich von ca. 0,26 bis ca. 0,31 :

0,36 - 0,05 = 0,3096; 0,31 - 0,05 = 0,2596.

Die dominierenden repräsentativen Wärmeverluste bei einem HM treten im Arbeitstakt und in der letzten Phase des Verdichtungstakts auf und sind in etwa zur Dauer dieser Takte

proportional. Da aber beim Ruck-Kurbeltrieb-Motor diese verlustreichen Takte schneller ablaufen, kann man sehr wohl behaupten, dass sich auch die Wärmeverluste proportional zu dieser Beschleunigung, nämlich um 3,44 Mal verringern werden:

148,7°/43,2°= 3,4421.

Berücksichtigt man aber, dass sich die Expansion und die Verdichtung in der Nähe des OT, wo die Temperaturdifferenz der Arbeitsgase mit den gekühlten Zylinderwandungen am höchsten ist, beim Ruck-Kurbeltrieb-Motor sich unverhältnismäßig stark beschleunigt, dann fallen die Ersparnisse höher aus. Setzt man eine gleichmäßige Drehung der Kurbelwelle des

Verbrennungsmotor voraus, kann man die Zeit t unter Zuhilfenahme eines

Proportionalitätskoeffizienten C durch den Drehwinkel φ substituieren. Der zeitlichen

Veränderung der einzelnen Faktoren Rechnung tragend gilt dann für die Wärmeverluste innerhalb des Motorzyklus:

ψ

0 = ω iCocS((p)AT(cp) dcp (4),

co und ψ umschließen hierbei den Drehwinkelbereich, welcher derjenigen Zeitspanne entspricht, in der die Wärmeübertragung zwischen dem Arbeitsgas (Gemisch) und den

Zylinderwandungen stattfindet. α der Wärmeübertragungswert zwischen dem Arbeitsgas und den Zylinderwandungen bleibt konstant (unabhängig vom Druck),

S die Arbeitsgase umschließende Fläche ändert sich mit dem Kolbenhub,

ΔΤ die Temperaturdifferenz zwischen dem Arbeitsgas mit Temperatur T 1 und den

Zylinderwandungen mit Temperatur T 2 ändert sich mit der Kompression bzw. Expansion des Arbeitsgases.

Auf diese Weise berechneter Grad der Senkung der Wärmeverluste erreicht nämlich beim Ruck-Kurbeltrieb-Motor einen Wert von 3,56, oder die Wärmeverluste machen nur 28,09 % der Wärmeverluste eines HM aus. Dabei beträgt der Anteil der gesamt ersparten Wärmeverlusten im Zyklus im Arbeitstakt knapp 89 % und im Verdichtungstakt gut 11 %. Diese Resultate bekommt man bei Annahme, dass die Temperatur des Frischgemischs 70°C und die Temperatur der Zylinderwandungen 100°C betragen. Interessiert man sich für Werte von QRUC -KURBELTRDEB- MOT O R Q H ausgehend von anderen Temperaturparametern, so beachte, dass der Wert von

QRUCK-KURBEL TRI EB- M OTOR OHM um weniger als 1 ,5 % von dem berechneten Wert 28,09 % abweicht, solange die Temperatur des Frischgemischs (T m ) und der Zylinderwandungen (T 2 ) innerhalb folgender Grenzen gewählt werden:

T m : von 333K bis 373K (60 °C bis 100 °C); T 2 : von 373K bis 423K (100 °C bis 150 °C). Der eingesparte Anteil der Wärmeverluste durch Beschleunigung des Arbeits- und

Verdichtungstaktes beträgt daher 71,91 %:

1 - 0,2809 = 0,7191.

Dieser Anteil wird in mechanische Arbeit umgewandelt und trägt der Steigerung des

Wirkungsgrads des Motors bei. Die Steigerung des Wirkungsgrades für den Otto-Ruck- Kurbeltrieb-Motor beträgt dadurch mindestens 18,11 % und höchstens 21,71 % absolut:

0,7191 x 0,25 = 0,1811 und 0,7191 0,30 = 0,2171 und sein absoluter Wirkungsgrad erreicht einen Wert von 46,71 bis 48,11 %:

0,25 + 0,2171 = 0,4671; 0,30 + 0,1811 = 0,4811.

Ein Ruck-Kurbeltrieb-Ottomotor steigert damit seinen Wirkungsgrad relativ zum HM alleine durch die Optimierung des Arbeits- und Verdichtungstakts um 60,38 % bis 86,84 %:

0,4671/0,25 =1,8684; +86,84 % relativ; 0,4811/0,30=1,6038; +60,38 % relativ.

Sein spezifischer Treibstoffverbrauch sinkt auf ein Niveau von 53,52 % bis 62,35 % vom Verbrauch eines HM:

1 : 1,8684 = 53,52 %; 1 : 1,6038 = 62,35 % Eine identische Kalkulation der Wärmeverluste des Ruck-Kurbeltrieb-Dieselmotors zeigt, dass in seinem Zyklus der Anteil der Wärmeverluste auf ein Niveau von 18,67 % bis 22,26 % der Wärmeverlusten eines HM absolut sinkt:

0,2596 x 0,7191 = 0,1867, 0,3096 x 0,7191 = 0,2226.

Damit erreich der Wirkungsgrad eines Ruck-Kurbeltrieb-Dieselmotors einen Wert von 57,26 bis 58,67 % absolut

0,35 + 0,2226 = 0,5726; 0,40 + 0, 1867 = 0,5867, was einer Steigerung seines realen relativen Wirkungsgrads gegenüber dem herkömmlichen Dieselmotor von 46,67 bis 63,61 % entspricht:

0,5726/0,35 = 1,6361, (+ 63,61 % relativ); 0,5867/0,40 = 1,4667, (+ 46,67 % relativ). Der Treibstoffverbrauch eines Ruck-Kurbeltrieb-Dieselmotors sinkt damit auf ein Niveau von 61,12 % bis 68,18 % des Verbrauchs eines herkömmlichen Dieselmotors:

1 : 1,6361 - 61,12 % 1 : 1,4667 = 68,18 %.

11. Berechnung der Leistungssteigerung des Ruck-Kurbeltrieb-Motors.

Die sparsame Realisierung des Arbeits- und Verdichtungstakts, verlängertes und effizienteres Ansaugen mit ergiebigerer Zylinderladung bei gleichzeitig entlastetem Ausstoßen des Ruck-Kurbeltrieb-Motors steigern sein Drehmoment und erhöhen seinen Wirkungsgrad. Die zugenommene Zyklusleistung eines Ruck-Kurbeltrieb-Motors ermöglicht es, ihn in niedrigerem Drehzahlbereich zu betreiben, als einen vergleichbaren HM, um die gleiche Arbeit zu realisieren. Dies verringert zusätzlich die mechanische Verluste und den Verschleiß des Motors, da er für das Verrichten derselben Arbeit weniger Zyklen benötigt. Andererseits erreicht ein Ruck- Kurbeltrieb-Motor durch qualitative Verbesserung der Funktionen jedes seiner einzelnen Takte bei gleicher Drehgeschwindigkeit eine deutliche Leistungssteigerung. Also steht der etwas schwereren Konstruktion des Mechanismus des Ruck-Kurbeltrieb-Motors außer gestiegener Effizienz auch noch eine erhebliche Senkung des Leistungsgewichts gegenüber.

Hinsichtlich der Leistung, kann man behaupten, dass bei einer Erhöhung der Drehzahl eines Ruck-Kurbeltrieb-Motors um 41 % über die Drehzahl eines HM am Punkt seines

Spitzendrehmoments, kann er immer noch mindestens ein gleich hohes Drehmoment wie ein HM liefern, weil die tatsächliche Dauer des Ansaugens, welche bei ihm im Zyklus um 41 % länger ist, dadurch sich nicht verringert und der Grad seiner Zylinderfüllung beibehalten bleibt (dabei wird nur die Dauer berücksichtigt, die angestiegene Intensivierung des Ansaugens des Ruck- Kurbeltrieb-Motors bleibt außer Acht!). Die Erhöhung der Drehzahl um 41 % und dadurch auftretende Verkürzung des Ausstoßens kompensiert sich ebenfalls durch das grundsätzlich um 41 % längeres Ausstoßen dieses Taktes beim Ruck-Kurbeltrieb-Motor und bleibt daher auch der Dauer des Ausstoßens eines HM gleich. Diese Tatsachen erlauben überzeugt zu bestätigen, dass auch dieser Takt sich nicht erschwert und die gesamten Zyklusverluste eines Ruck-Kurbeltrieb- Motors bei erhöhter um 41 % Rotationsgeschwindigkeit mindestens gleich mit denen eines HM bleiben. Andererseits steigt das Drehmoment eines Ruck-Kurbeltrieb-Ottomotors um 60 % bis 87 % und eines Ruck-Kurbeltrieb-Diesels von 47 % bis 64 % durch Senkung der Wärmeverluste (s. Tabelle 7). Daher steigt die Leistung des Ruck-Kurbeltrieb-Motors bei Drehgeschwindigkeit, die seinem maximalen Drehmoment entspricht erstens durch Erhöhung der Drehzahl und zweitens durch die Steigerung des Drehmoments. Dies ergibt eine 2,26- bis 2,63-Fache

Leistungssteigerung des Ruck-Kurbeltrieb-Ottomotors bzw. eine 2,07- bis 2,31 -Fache

Leistungssteigerung eines Ruck-Kurbeltrieb-Diesels:

Ruck-Kurbeltrieb-Ottomotor: 1,409 χ 1,6038 = 2,26; 1,409 x 1,8684 = 2,63 bzw.

Ruck-Kurbeltrieb-Dieselmotor: 1,409 χ 1,4667 = 2,07; 1,409 χ 1,6361 = 2,31.

Die präsentierte Kalkulation der Steigerung des Wirkungsgrads und der Leistung eines Ruck-Kurbeltrieb-Motors berücksichtigt nur die Verminderung der Wärmeverluste, welche durch Beschleunigung des Arbeits- und Verdichtungstaktes zustande kommen, die wegen der zweckmäßigerer Funktion des Ruck-Kurbeltrieb-Motors vorfallen. Dabei wurde aber nicht berücksichtigt:

1. dass außer der Reduzierung der Wärmeverluste, die aus der Verkürzung des

Drehwinkelbereiches in welchem die Gasexpansion bei gleichmäßiger Rotation der Motorwelle durchgeführt wird resultiert, zusätzlich eine Reduzierung der Wärmeverluste durch die Verkürzung der Zeit hinzukommt, in welcher der bereits verkürzte

Drehwinkelbereich durchlaufen wird, hinzu;

2. dass durch Erhöhung der Effektivität des Gaswechsels die Zylinderladung angestiegen ist (höherer Spül-, Fang- und Liefergrad), wodurch größeres Drehmoment und größere Zyklusarbeit verrichtet wird;

3. dass die Leistung des Kühlsystems, wegen der gesunkenen Wärmeverlusten gesenkt werden kann (sinkender interner Eigenverbrauch, Gewichtsreduzierung);

4. dass der Expansionsgrad im Arbeitstakt bei den Ruck-Kurbeltrieb-Motoren von 95 % bis 100 % seines geometrischen Hubes beträgt gegen 89,58 % beim HM, was den

Wirkungsgrad des Otto-Ruck-Kurbeltrieb-Motors um 0,86 % bis 1,60 % absolut (von 3,44 bis 5,33 % rel.) und des Diesel-Ruck-Kurbeltrieb-Motors um 0,67 % bis 1,24 % absolut (von 1,91 bis 3,74 % rel.) verbessert;

5. dass die Abdichtungsverluste wegen der enorm verkürzten Dauer des Arbeits- und

Verdichtungstakts minimiert werden.

12. Umweltverträglichkeit und Emissionen.

Der Ruck-Kurbeltrieb-Motor ist erstens effizienter als die konventionellen

Verbrennungsmotoren und hat daher kleinere spezifische Wärmeemissionen, damit trägt er weniger zur direkter Klimaerwärmung bei. Zweitens ist das Leistungsgewicht des Ruck- Kurbeltrieb-Motors schätzungsweise mindestens um 1/3 höher als des eines HM. Dies bedeutet, dass für die Produktion von Ruck-Kurbeltrieb-Motoren mit einer äquivalenten summarischen Leistung auf heutigem Niveau, 1/3 weniger Metall benötigt wird, deswegen werden auch die C02-Emissionen für die Herstellung dieses Materials für den Motorenbau um 1/3 senken.

Drittens, seine Gasemissionen, die indirekt die Klimaerwärmung durch Treibhauseffekt beeinflussen, sind auch niedriger. Die Emissionen des C02 werden beim Ruck-Kurbeltrieb- Motor proportional dem spezifischen Treibstoffverbrauch vermindert und betragen damit einen Wert:

beim Ruck-Kurbeltrieb-Ottomotor von 53,52 % bis 62,35 % und beim Ruck-Kurbeltrieb-Dieselmotor von 61 , 12 % bis 68, 18 %

von den Emissionen eines HM.

Viertens sinken die Schadstoffemissionen eines Ruck-Kurbeltrieb-Motors, außer des C02 überproportional, weil:

a. sie nehmen proportional zum spezifischen Treibstoffverbrauch ab, welcher beim

Ottomotor von ca. 38 bis 47 % und beim Dieselmotor von 32 bis 39 % geringer werden, wie auch der C02-Ausstoß;

b. die Bedingungen zur Bildung von gesundheitsschädlichen thermischen NO x , die sowohl von den hohen Temperaturen als auch von der Verweilzeit positiv beeinflusst werden, sich im Verbrennungs- und Expansionsraum eines Ruck-Kurbeltrieb-Motors wesentlich verschlechtern, denn:

i. die Temperatur der Arbeitsgase, dank schnellerer Expansion, weil der Arbeitstakt im Ruck-Kurbeltrieb-Motor-Zyklus generell etwa dreieinhalbmal schneller abläuft, nimmt schneller ab; ii. die Reaktionszeit mit hohen Gastemperaturen, bei welcher sich diese Schadstoffe verstärkt

bilden, wird dabei exponentiell schnell reduziert.

Nach dem thermischem„NO-Mechanismus" von Zeldovich, der die Oxidation des atmosphärischen Stickstoffs beschreibt, welcher auch für Verbrennungsprozesse der Motoren verwendet wird, ist bekannt, dass mit der Bildung von thermischen NOx ab ca. 1300K zu rechnen ist. Dabei nimmt die Bildungsrate bei Temperaturen oberhalb 2200K und einer ausreichender Sauerstoffkonzentration (λ>1) exponentiell zu. Analyse des Temperaturverlaufs bei der Expansion der Arbeitsgase im Arbeitstakt der zu vergleichenden Motoren zeigt, dass bei angenommener Anfangstemperatur der Arbeitsgase im Brennraum beim Arbeitstakt von 2273K (2000°C), die Temperatur über der Grenze von 2200K, bei welcher sich Stickoxide exponentiell bilden, beim Ruck-Kurbeltrieb-Motor 1,1 ° und beim HM 9,9° andauert, hält also beim HM neunmall länger an. Hier bleibt aber der Bereich mit Temperaturen über 2200K, wo sich eine exponentielle Stickoxidbildung ereignet, wegen der komplizierten Kalkulation und der kurzen Phase dieses Zustande (etwa 15 % von der Dauer des Arbeitstaktes mit Temperatur der Abgase über 1300°C) außer Betracht, was zum Nachteil für die Erfindung ist. Die Bewertung der gesamten Zeitspanne der Expansion mit der Anfangstemperatur der Arbeitsgase von 2273K im Arbeitstakt bis zum Abflauen der Temperatur bis zu 1300K wird so vorgenommen, als ob in dieser Zeitspanne nur eine lineare Stickoxidbildung stattfindet. Beim HM sinkt die Temperatur vom Anfang des Arbeitstaktes bis zur Grenze von 1300K mit 62,7°KW, ein Ruck-Kurbeltrieb- Motor- 1,25/3 erreicht diese untere Temperaturgrenze schon mit 7,7°KW. Beim Ruck- Kurbeltrieb-Motor- 1,25/3 ist die Zeitspanne bis zur Abkühlung auf das Niveau von 1300K um 8,143 (= 62,7 : 7,7) Mal kürzer. Dadurch entsteht auch eine entsprechend kleinere Menge von Stickoxiden als beim HM. Berücksichtigt man die Treibstoffsenkung, hinsichtlich der Steigerung des Wirkungsgrades, wird eine komplette Reduzierung der spezifischen Emissionen von NOx

(g/kWh) mindestens um 13,13 bis 15,36 Mal beim Otto-Ruck-Kurbeltrieb-Motor und mindestens um 11,97 bis 13,35 Mal beim Diesel-Ruck-Kurbeltrieb-Motor erreicht:

Otto-Ruck-Kurbeltrieb-Motor: von 8,143 : 0,6235 = 13,13 bis 8,143 : 0,5352 = 15,36; Diesel-Ruck-Kurbeltrieb-Motor: von 8,143 : 0,6818 = 11,97 bis 8,143 : 0.6112 = 13,35. Wird ein Motor mit inneren Gemischbildung in Volllast betrieben, kann das Gemischs problemlos bei stöchiometrischem Verbrennungsverhältnis (λ = 1) gehalten werden. Im

Betriebszustand Teillast und im Leerlauf (besonders beim Diesel) bewirken die überflüssige Luftmengen, dass nur mageres Gemisch gebildet wird und ein großer Überschuss von Sauerstoff entsteht (λ > 1), was die unerwünschte NOx-Bildung begünstigt. Diesem Prozess kann man wirksam entgegenwirken, indem für die Spülung ein Teil der Restabgase ohne Sauerstoff statt Frischluft zur Zylinderfülhing benutzt werden, also kann die bekannte Abgasrückführung verwendet werden.

Emissionen von Kohlenwasserstoffen und Kohlenmonoxid, welche sich mit bekannter Abgasnachbehandlung per Katalysator heute beinahe problemlos oxidieren lassen, werden hier nicht behandelt.

13. Ausführungsbeispiele des Ruck-Kurbeltrieb-Motors.

Ein Ruck-Kurbeltrieb-Motor kann genauso beliebig gebaut werden, wie auch ein HM: als Einzylinder-, Boxer-, V-, Reihen-, X-, H-, Sternmotor; nach Zwei- und Viertaktverfahren gestaltet werden; als Otto-, Gas- oder Dieselmotor ausgelegt werden; als Saugmotor oder mit Aufladung ausgeführt werden. Bei gleichem Hubraum erreicht ein Ruck-Kurbeltrieb-Motor aber einen viel größeren Spitzenwert des Drehmoments im Arbeitstakt als ein HM. Diese Pulsation des Drehmoments ruft eine höhere DrehungleichfÖrmigkeit der Motorwelle in seinem Zyklus hervor, was ein größeres Schwungrad erfordert. Um bessere Laufruhe zu bekommen, ist es vorteilhaft einen Ruck-Kurbeltrieb-Motor als Mehrzylindermotor zu bauen. Erstens erhöht sich dabei die rotierende Masse insgesamt und das Gewicht des Schwungrads kann dadurch verringert werden. Zweitens kann auch der notwendige Ausgleich der rotierenden Massenkräfte bei geschickter Anordnung der Zylinder zum größten Teil mit der Masse der gegenüberliegenden rotierenden Konstruktionsteilen realisiert werden und muss nur noch die restliche

unausgewuchtete Masse mit ergänzenden Gegengewichten ausbalanciert werden, womit ein besseres Leistungsgewicht erreicht wird. Beim Ruck-Kurbeltrieb-Motor ist der Massenausgleich wegen der doppelter Kurbelwellenzahl mit mehreren rotierenden und oszillierenden Gliedern komplizierter als beim HM. Aber bei Mehrzylinder-Boxermotoren lassen sich die Massenkräfte mit optimaler Anordnung der Zylinder meistens gut oder vollständig ausgleichen.

Beim 2-Zylinder-Boxermotor mit Zweitaktverfahren, der sich bei durchdachten gespiegelten Anordnung der Zylinder gut ausbalancieren lässt, geschehen die Arbeitstakte in den

gegenüberliegenden Zylindern gleichzeitig und können nicht gleichmäßig in einer Umdrehung verteilt werden. Dadurch ist seine Laufruhe mit der eines Einzylindermotors vergleichbar, aber er ist vibrationsarm.

Eine bessere Laufruhe weist ein 2-Zylinder-Boxerblock im Viertaktverfahren auf (siehe Fig. 21, und Fig. 22). Hier gleichen sich alle oszillierenden Massenkräfte 1. und 2. Ordnung, wie auch beim Zweitakter, durch völlig symmetrische Bewegungen der Kolben, Pleueln und Koppeln gänzlich aus, aber die UngleichfÖrmigkeit seiner Motorwelle ist kleiner, weil sich seine

Arbeitstakte gleichmäßig verteilen lassen und in jeder Umdrehung der Motorwelle passiert nur ein Arbeitstakt. Allerdings hat auch solcher Block wegen den versetzten gegenüberliegenden Zylinderachsen immer noch ein umlaufendes Massenmoment, welches sich nur mit

Gegengewichten oder in einer Inline-Boxermotor-Konstruktion mittels einer dreifach gekröpften Kurbelwelle und einem Tandempleuel vollständig aufheben lässt, was aufwendig ist. Dieses Problem kann aber auch anders gelöst werden: und zwar, wenn man ihn aus zwei gespiegelten 2-Zylinder-Boxerblöcken zu einem 4-Zylinder-Boxerblock vereinigt (siehe Fig. 24, a und b). Damit heben sich die umlaufende Massenmomente ohne Ausgleichsgewichten, wie bei einem Mine-Boxermotor, vollständig auf. Die Arbeitstakte von den gegenüberliegenden Zylindern überlagern sich zwar, aber lassen sich zwischen den gegenüberliegenden Zylinderbänken einwandfrei verteilen. Die Wellenzapfen der Motorwelle werden durch gleichzeitiges Zünden in den dichtesten gegenüberliegenden Zylindern von den Kolbendruckkräften befreit, weil sie sich kompensieren. Dies ist möglich bei folgender Zündfolge: (1+3) - (2+4).

Die Höhe eines herkömmlichen Kreuzkopfmotors, besonders bei langhubigen Zweitaktern, ist relativ groß. Wird er mit einem Ruck-Kurbeltrieb versehen, vergrößert sich seine Höhe unvorteilhaft zusätzlich. Um dieses Problem umzugehen, kann ein Motor mit einem Ruck- Kurbeltrieb, welcher mit seiner Achse in einem Winkel zu seiner Zylinderachse steht, gebaut werden. Dadurch vergrößert sich seine Höhe nur geringfügig oder gar nicht, wenn der gebildete zwischen den Achsen Winkel δ < 90° ist. Fig. 13, a) und b) zeigt auf Basis eines Kreuzkopf- und eines Tauchkolbenmotors die prinzipielle Bildung von solchen Konstruktionen, wenn die Achse des Zylinders zur Achse des Kurbeltriebs im rechten Winkel steht. Diese Modifizierung ändert ausschließlich die Gestaltung des Kurbeltriebes ab, ohne jegliche Änderungen der

Bewegungsfunktion herbeizuführen. Damit unterscheidet sie sich grundsätzlich von den

Konstruktionen, modifizierten mittels Neigung der Zylinderachse zur Achse des Kurbeltriebs (s. Fig. 13, c), welche der Bewegungskurve des Kolbens eine starke Asymmetrie verleiht. Bei alleiniger Neigung der Zylinderachse zur Achse des Kurbeltriebs (c) bleibt das gebildete vom Pleuel (3) und der Koppel (7) gemeinsame Gelenk (3-7) beibehalten und wird vom einzigen Hubzapfen der Zylinderkurbelwelle (6) geführt. Wird aber die Motorwelle (5) um die

Zylinderwelle (6) gedreht ( a und b), wird das Gelenk (3-7) (vergleiche auch Fig. 14, a und b) in zwei einzelne Gelenke aufgegliedert: der Pleuel (3) wird an den Hubzapfen (6/2) und die Koppel (7) an den Hubzapfen (6/3) der Motorkurbelwelle (6) gekoppelt. Diese zwei Hubzapfen stehen in einem Winkel 5 zueinander, welcher zu dem Winkel zwischen der Zylinder- und Kurbeltriebsachsen gleich ist. Bei einem solchen Gestalten des Ruck-Kurbeltrieb-Motors vergrößert sich nicht seine Höhe, sondern seine Breite, weil seine Motorwelle nicht unter der Zylinderwelle, sondern neben ihr platziert wird. Wenn dabei die Motorkurbelwelle gemeinsam für mehrere parallel aufgebaute Zylinderbänke verwendet wird, wird der auf diese Weise gebildete Mehrzylindermotor kompakter und sein Leistungsgewicht bei derselben Höhe verbessert sich. Fig. 14 zeigt eine logische Entwicklung der Konstruktion des Ruck-Kurbeltrieb- Motors von einem Einzylinder- zu Mehrzylindermotor mit gemeinsamer Motorkurbelwelle:

Skizze a) stellt eine Einzylinder-Konstruktion mit einer unter der Zylinderkurbel (6) liegenden Motorwelle (5) dar, wo sie mit dem Gelenk (3-7) gekoppelt ist, welches von dem einzigen Hubzapfen der Zylinderwelle (6) im Kreise geführt wird;

Darstellung b) zeigt eine seitlich platzierte Motorwelle (5), welche mittels Koppel (7) an der zusätzlichen Kröpfung (6/3) der Zylinderwelle (6) gekoppelt ist, welche um Winkel δ zur Kröpfung (6/2) versetzt ist. Das Pleuel-Gelenk (3-6/2) wird von der Kröpfung (6/2) geführt;

Zeichnung c) offenbart eine Boxer-Motor-Konstruktion, wo die Zylinderkurbelwelle (6), welche zwei zusätzliche in einer Ebene gegenüberliegende Kröpfungen (6/2 und 6/4) für die Pleuel (3/1 und 3/2) und eine senkrecht zu dieser Ebene ausgerichtete Kröpfung (6/3), an welcher die Motorkurbelwelle (5) mittels der Koppel (7) gekoppelt wird, benötigt;

Zeichnung d) zeigt einen Vierzylinder H-Motor, welcher aus zwei parallel an

Motorkurbelwelle (5) gekoppelten Einheiten, genau wie in c) dargestellt ist, gebildet wurde. Die zwei Zylinderkurbelwellen (6 und 9) jedes Kolbenpaars sind mit ihren Kröpfungen (6/3 und 9/3) per Koppeln (7/1 und 7/2) an die dazwischen liegende Motorkurbelwelle (5) gekoppelt.

Eine solche Vierzylinder-Einheit ist beinahe perfekt ausbalanciert (außer des umlaufendes Massenmoments durch Versetzung der Zylinder entlang ihrer Zylinderwellen) und erlaubt die gleichmäßige Verteilung der Arbeitstakte im Zyklus und den Gas wechsel auf die

gegenüberliegende Zylinderbänke. Bei Bedarf könnte die Vergrößerung der Zylinderzahl entlang der Motorkurbelwellenachse fortgesetzt werden, wenn man weitere Vierzylinder-Einheit an eine verlängerte Motorkurbelwelle anschließt.

Fig. 8 zeigt einen Zweizylinder-Boxerblock mit seitlich angebrachter Motorkurbelwelle (5), an die eine gemeinsame Ruckkurbel (6) für zwei Zylinder (1) gekoppelt wird. Eine solche

Zylinderkurbel muss allerdings auch für Druckkräfte und Drehmomente dimensioniert werden, welchen sie hier zusätzlich zu den Zugkräften ausgesetzt wird. Fig. 9 zeigt einen 4-Zylinder- Ruck-Kurbeltrieb-Motor, der aus 2 Zweizylinder-Boxerblöcken mit Zahnradsynchronisation der Kurbelwellen der einzelnen Blöcke besteht. Verwendet man statt Zweizylinder-Boxerblöcke Vierzylinderblöcke, wie in Fig. 24, b und gemeinsame

Zylinderbänke, der entlang der Achse der Motorkurbelwellen beliebig erweitert werden können, entsteht ein völlig ausgewuchteter Mehrzylindermotor.

Die Radien der verkoppelten miteinander Kröpfungen der Wellen in Fig. 13 und Fig. 14 können sich von den Radien der Kröpfungen, an welchen die Kolben gekoppelt sind, beliebig unterscheiden, um den Abstand zwischen den Achsen der Wellenzapfen der Kurbelwellen bei Bedarf der Konstruktion anzupassen. Beim Beibehalten des gleichen Verhältnisses der Länge der Koppel zu der Kurbellängen, bleibt das Übersetzungsverhältnis des Koppelgetriebes im gleichen Bereich und auch der Kolbenhub verändert sich nicht. Verlängert man den Abstand zwischen der Motor- und Zylinderwelle, müssen lediglich entsprechend die Koppellänge und die Radien der verkoppelten Kröpfungen diesem Wellenabstand angepasst werden. So ist z.B. zwecks

Verkleinerung der Höhe des Ruck-Kurbeltrieb-Motors (s. Fig. 13, b) ) seine Motorkurbelwelle (5) um 90° um die Zylinderkurbelwellenachse im Uhrzeigersinn gedreht und linksseitig von ihr platziert worden. Dabei musste, um sie mit nötigen Abstand vom Zylinder unterbringen zu ermöglichen, die Ursprungsdistanz von 1,5 kl um 35 % erhöht werden. Dafür wurden jeweils sowohl die Radien der Kröpfung der Motorwelle (5) und die Kröpfung (6-3) der Zylinderwelle (6) als auch die Länge der Koppel (7), mittels ihr sie verkoppelt sind; um 35 % vergrößert worden. Auf diese Weise wurde die Höhe des Ruck-Kurbeltrieb-Motors verkleinert, ohne den Kolbenhub und die ursprüngliche Funktion des Ruck-Kurbeltriebs zu verändern.

14. Gegenkolben Ruck-Kurbeltrieb-Motor. Fig. 25 zeigt als Ausfuhrungsbeispiel einen Zweitakt-Gegenkolbenmotor mit zwei parallel aufgebauten Zylindern.

Der verschiebbare im Zylinder (1/1) Kolben (2/1) ist per Pleuel (3/1) mit dem Hubzapfen der in den Lagern (15/1) des Gehäuses betteten Ruckkurbel (6/1) gekoppelt.

Der verschiebbare im Zylinder (1/2) Kolben (2/3) ist per Pleuel (3/3) mit dem Hubzapfen der in den Lagern (15/3) des Gehäuses betteten Ruckkurbel (6/3) gekoppelt.

Die Motorkurbelwelle (5/1), die unter der Ruckkurbel (6/lä) liegt (nicht dargestellt), bildet mit der Motorkurbelwelle (5/3) (s. Ansicht C-C) mittels der dazwischen liegenden Kröpfung (30/1) des Parallelkurbelgetriebes (30) eine untrennbare Einheit, die in Lagern (14/1 und 14/3) im Gehäuse bettet und unter den Zylinderkurbeln auf der linken Seite des Motors liegt.

Die Koppel (7/1) verbindet drehbar die Zusatzkröpfung (6/la) der Ruckkurbel (6/1), die um 90° gegen ihren Pleuelhubzapfen versetzt ist, mit der Motorkurbelwelle (5/1), welche unter der Zylinderkurbelwelle (6/1) liegt, analog, wie die im Schnitt A-A gezeigte Koppel (7/2) die Zusatzkröpfung (6/2a) der Ruckkurbel (6/2), die um 90° gegen den Pleuelhubzapfen der

Zylinderkurbelwelle (6/2) versetzt ist, mit der Motorkurbelwelle (5/2) koppelt.

Ansicht C-C zeigt: die Koppel (7/3) verbindet die Zusatzkröpfung (6/3a) der Ruckkurbel (6/3), die um 90° gegen ihren Pleuelhubzapfen versetzt ist mit dem Hubzapfen der

Motorkurbelwelle (5/3).

Analog ist der rechts im Zylinder (1/1) verschiebbare Kolben (2/2) per Pleuel (3/2) mit dem Hubzapfen der in den Lagern (15/2) des Gehäuses betteten Ruckkurbel (6/2) gekoppelt.

Der verschiebbare im Zylinder (1/2) Kolben (2/4) ist per Pleuel (3/4) mit dem Hubzapfen der in den Lagern (15/4) des Gehäuses betteten Ruckkurbel (6/4) gekoppelt.

Die Motorkurbelwelle (5/2) bildet mit der Motorkurbelwelle (5/4) mittels der dazwischen liegenden Kröpfung der Kurbel (30/2) des Parallelkurbelgetriebes (30) eine untrennbare Einheit, die in Lagern (14/2 und 14/4) im Gehäuse bettet und unter den Zylinderkurbeln auf der rechten Seite des Motors liegt.

Die Koppel (7/4) verbindet die Zusatzkröpfung (6/4a) der Ruckkurbel (6/4), die um 90° gegen ihren Pleuelhubzapfen versetzt ist mit der Motorkurbelwelle (5/4), s. Fig. 25, Ansicht B-B und A-A.

Die Drehbewegung von der gemeinsamen linken (5/1 & 5/3) und der gemeinsamen rechten Motorwellen (5/2 & 5/4) wird mit den Schubstangen (31/1 & 31/2) von den Kurbeln (30/1 & 30/2) im Parallelkurbelgetriebe (30) zusammengeführt und an die Motorwelle (5/0) geleitet.

Im Parallelkurbelgetriebe (30) ist der Hubzapfen der Schubstange (31/2) gegen den Hubzapfen der Schubstange (31/1) zur Überwindung der Totlage um 90° versetz und alle drei Wellen haben die gleiche Drehrichtung.

Der Arbeitstakt des Zylinders (1/1) wird mit dem Arbeitstakt des Zylinders (1/2) um 180° versetzt, um die Drehungleichförmigkeit an der Motorwelle zu minimieren.

Der Zweitakt-Gegenkolbenmotor mit seiner hoher Leistungsdichte profitiert von der Ausstattung mit einem Ruck-Kurbeltrieb besonders stark: 1. Seine gesamten Wärmeverluste, welche dank dem fehlenden Zylinderkopf durch praktisch halbierte Brennraumoberfläche schon zur Hälfte reduziert sind, werden nunmehr seitens des Ruckkurbeltriebs durch Verkürzung der Dauer des Wärmeaustauschs mit den Zylinderwandungen zusätzlich geviertelt. Damit werden ca. Ys (=1 - (14 * Vi)) seiner

gegenwärtigen Wärmeverluste abgewehrt und ihr Niveau sinkt auf etwa Vs denen eines HM. Damit wird die Differenz des praktischen und theoretischen Wirkungsgrads eines

Verbrennungsmotors bei einer solchen Verquickung der Mechanismen so gering, wie nie zuvor;

2. Das Problem der Lebensdauer des Gegenkolbenmotors angesichts der enormen thermischen Belastung wegen der unausreichenden Kühlung der Auslassseite, insbesondere der Feuerstegoberkante des Auslasskolbens (2/2 und 2/4) und der thermisch hoch beanspruchten Auslassschlitzen des Zylinders (22/1 und 22/2), fallt vollständig weg, wenn er mit einem Ruck- Kurbeltrieb ausgestattet wird. Mit dem Ruck-Kurbeltrieb, dank seiner typischen

Retardationszone, halten sich nun die Kolben länger als % der Umdrehung der Motorkurbelwelle nah am UT im Bereich unter 5 % des Kolbenhubes in dieser Problemzone auf und die Dauer des Spülvorgangs verlängert sich um das Vielfache (ca. 7 Mal!). Der sich dadurch enorm verlängerte Spülvorgang, welcher üblicherweise einen großen Nachteil wegen der Treibstoffverlusten (Spülverluste) darstellt, wenn eine äußere Gemischbildung angewandt wird, erweist sich hier bei Verwendung einer inneren Gemischbildung als recht nützlich. Bei den modernen

direkteinspritzenden Otto- und Dieselmotor sind die überflüssige Luftmengen, die den Zylinder durchströmen und den Verbrauch von Kraftstoff nicht erhöhen können, nicht schädlich. Im Gegenteil, ein solcher wirkungsvolle frischer Luftstrom wird, nachdem er die heißen Abgase hinausgeschoben hat, als dringend notwendige Kühlung für den Kolben und Zylinder gebraucht. Gerade dieser Effekt fehlte dem derzeitigen Gegenkolbenmotor, weil der Spülvorgang eines Zweitaktmotors mit einem konventionellem Kurbeltrieb mit annähernd sinusförmiger

Bewegungskurve des Kolbens enorm kurz ist (etwa 1/5 des Ansaugtaktes eines herkömmlichen Viertaktmotors bei gleicher Drehgeschwindigkeit). Dieser begrenzte Zeitraum ist nur beim verwenden eines Gebläses mit Überdruck gerade noch für eine befriedigende Spülung ausreichend und keineswegs genügend, eine wirksame Kühlung instand zu setzen. Bei 2-Takt- Motoren mit einem Ruck-Kurbeltrieb kann aber schon alleine durch seine enorm verlängerte Spülung ein wirksamer Kühlungseffekt sogar ohne Gebläse erreicht werden. Bei großen

Ladermotoren kann das Spülgebläse sehr wohl diese zusätzliche wirksame KüMfunktion ausfuhren. Läuft z.B. ein Dieselmotor in Volllast, kann das Gemisch problemlos bei

stöchiometrischem Verbrennungsverhältnis (λ = 1) gehalten werden. Bei Teillast oder im Leerlauf bewirken die nötige überflüssige Luftmengen, im Unterschied zu einem Ottomotor, dass nur mageres Gemisch gebildet wird und Überschuss von Sauerstoff (λ > 1) entsteht, was die unerwünschte NOx-Bildung begünstigt. Dabei ist aber auch die thermische Belastung des Motors geringer und man kann ohne Risiko diesem Prozess einschneidend entgegenwirken, indem die Spülung - zugleich auch die Kühlung - risikolos gedämmt wird. Zweckmäßig ist dabei, die Spülung statt mit Frischluft zum Teil mit den Abgasen ohne Sauerstoff zur Zylinderfüllung verwenden, was als Abgasrückführung bekannt ist. Bei großen Motoren, deren vorwiegender Betriebszustand Volllast ist, ist es sinnvoll durch sensorische Überwachung der Temperatur der Auslassseite die Fördermenge der Frischluft mit einem Gebläse automatisch zu steuern, um erstens den Motor nicht zu überhitzen und zweitens den eigenen Energieverbrauch durch übermäßige Luftzufuhr nicht unnötig zu steigern;

3. Bei den Gegenkolbenmotoren mit zwei Kurbelwellen wird die Kaskade von Zahnrädern durch den Ruck-Kurbeltrieb-Mechanismus mit dem Parallelkurbelgetriebe ersetzt und braucht keinen Zusatzraum längs der Zylinderachse. Die Ausdehnung entlang der Kurbelwellen vergrößert sich nur unwesentlich;

4. Durch das Platzieren von mehreren Zylindern parallel kann mit jeweils zwei

Zylinderkurbelwellen an den Zylinderenden, welche mit einer dazwischen liegender

Motorkurbelwelle verkoppelt werden, diese Konstruktion betrieben werden, was ein niedriges Leistungsgewicht ermöglicht;

5. Bei dieser Synthese entsteht annähernd ein idealer Massenausgleich für beide

Mechanismen.

15. Zusätzliche Optimierungsoptionen der Kolbenbewegung eines Ruck-Kurbeltrieb-Motors.

Primär hängt der Grad der Ungleichmäßigkeit der Kolbengeschwindigkeit beim Ruck- Kurbeltrieb-Motor vom Verhältnis der Länge der Koppel zum Kröpfungsradius der Motorwelle, sekundär von dem Pleuelstangenverhältnis ab. Zur Veranschaulichung ist der zurückgelegte Kolbenweg bei Stellung der Motorwelle 30 °KW bei verschiedenartigen Motorarten in der Tabelle 4 angegeben. Wie man sehen kann, unterscheiden sich die Kolbenwege auffallend: der Kolben eines Ruck-Kurbeltrieb-Motors legt, je nach Länge seiner Koppel und der Pleuellänge, schon bei Stellung der Motorkurbelwelle von 30°KW ungefähr das Acht- bzw. das Zehnfache der Strecke eines HM zurück. Bei einem KPM bei derselben Kurbelstellung durchläuft der Kolben nur etwa 50 % größeren Weg als ein HM. In der Tabelle 8 werden die charakteristischen Zeitspannen des Arbeitstakts, Kolben- und Expansionsgeschwindigkeiten der unterschiedlichen Kurbeltrieben verglichen und andere relevanten Werte jeder Motorart relativ zu den Werten des Basis-HM angegeben. Im Vergleich zum Basis-HM, findet der Arbeitstakt beim KPM mit einer Pleuellänge von 1,0642 und 1,0154 kl (entspricht einer max. Pleuelneigung zur Zylinderachse von 70° bzw. 80°) um 37,0 bzw. 57,4 % schneller statt. Dabei verwirklicht ein vergleichbarer Ruck-Kurbeltrieb-Motor mit einer Länge der Koppel von 1,5 bis 1,25 kl seinen vollständigen Arbeitstakt um 2,1 bis 3,9 Mal schneller als der HM. Im Unterschied zum KPM beschleunigt sich aber der Kolben eines Ruck-Kurbeltrieb-Motors hier schon direkt nach dem OT wesentlich stärker. Siehe die Verhältnisse der Kolbengeschwindigkeiten vom Ruck-Kurbeltrieb-Motor in Relation zum HM: bei einem um etwa 3,5 Mal schnelleren Arbeitstakt ist die maximale

Kolbengeschwindigkeit um 6 bis 7 Mal höher und dabei wird sie auch um 12 Mal früher erreicht.

Eine präzisere Anpassung der Kolbenbewegungskurven an spezifische thermodynamische Prozesse, ablaufende im Zyklus eines konkreten Verbrennungsmotors, kann zur Erzielung der höchstmöglichen Effizienz, zusätzlich mittels Versetzung und (oder) Neigung der Zylinderachse zur Kurbeltriebsachse erreicht werden. So kann damit z.B. der um den OT symmetrischen Kurve eines Ruck-Kurbeltrieb-Motors mit umlaufender Ruckkurbel eine Asymmetrie verliehen werden, welche die Expansionsgeschwindigkeit zusätzlich erhöht und das Ausstoßen erleichtert.

Bei Konstruktionen mit entsprechend versetzter oder geneigter Zylinderachse braucht der Arbeitstakt nicht vor dem Erreichen des UT beabsichtigt beendet werden. Der Doppelhub des Kolbens vom Zünd-OT zum Gaswechsel-OT, welcher meistens eine vollständige Umdrehung der Motorwelle dauert, ist hier asymmetrisch um den UT verteilt. Der Arbeitstakt wird kürzer und die eingesparte an ihm Zeit wird dem Ausstoßen zugeteilt. Siehe z.B. Fig. 3, Kurve 8 eines Ruck-Kurbeltriebs- 1,25/3 mit Zylinderversetzung um eine Kurbellänge von der

Kurbeltriebsachse: hier ist der Abstand zwischen seinem Zünd-OT und UT lediglich 48°KW gleich. Deswegen kommen bei einer solchen Konstruktion keine Expansionsverluste vor, weil das Auslassventil erst genau im UT geöffnet wird, und trotzdem wird ermöglicht, ein

wirtschaftliches Ausstoßen mit einer Dauer von 312° durchzuführen.

Bezeichnend ist dabei, dass das Nachjustieren bei den Ruck-Kurbeltrieb-Konstruktionen viel effektiver als bei einem HM wirkt: so bringt eine Versetzung der Achse des Zylinders gegen die Achse des Kurbeltriebs um eine Kurbellänge beim Ruck-Kurbeltrieb-Motor- 1,25/3 eine Verkürzung des Arbeitstakts (Ende beim 95-prozentigen Hub (0,95s)) um 44 % (sinkt von 43° auf 24°), bei einem HM verkürzt sich der Arbeitstakt (0,95s) bei derselben Versetzung nur um 9 % (sinkt von 148,7° auf 135,6°). Kurven von einigen solchen Konstruktionen sind als Beispiel in der Kurvenschar Fig. 3 gezeigt. Fig. 22 zeigt die Stellungen der Glieder eines 2-Zylinder Boxers mit Zylinderversetzung im Zyklus jeweils am Anfang jedes Taktes während einer Umdrehung der Motorkurbelwelle: oberer Zylinder beim Ansaugen und Verdichten, unterer beim Arbeiten und Ausstoßen. Fig. 21 zeigt zum Vergleich die Stellungen der Glieder dieses Motors im Zyklus ohne Zylinderversetzung.

Wunschgemäß kann ein Ruck-Kurbeltrieb mit vielfältigen Funktionen der

Kolbenbewegung konstruiert werden. Kurbeltrieb, bei welchem die Zylinderachse auf einer Linie mit der Kurbeltriebsachse liegt, und eine Distanz hat, welche seiner Koppellänge gleich ist, hat bei gleichen Radien der verkoppelten Kröpfungen der Kurbelwellen eine umlauffähige

Zylinderkurbelwelle (zentrische Schubkurbel auf Basis einer Doppelkurbel). Rotier die

Zylinderkurbelwelle in einem solchen Mechanismus in der entgegengesetzten zur

Motorkurbelwelle Drehrichtung, eignet er sich für einen Ruckkurbeltrieb und ermöglicht die Ausführung einer ruckartigen Kolbenbewegung, deren Grad der Ungleichförmigkeit im umgekehrten Verhältnis zur Distanz steht. Die Kurve der Kolbenbewegung, die solcher

Mechanismus erzeugt, ist symmetrisch und ihre Spiegelachse liegt auf der Kurbeltriebsachse. Bei gleicher Drehrichtung der Zylinder- und Motorkurbelwelle unterscheidet sich die

Bewegungsfunktion des Kolbens nicht von deren eines HM, unabhängig von der Distanz (aber bei D=K!). Eine solche Funktion alleine für sich ist für einen Hubkolbenmotor nutzlos, weil sie lediglich die Funktion eines herkömmlichen Kurbeltriebs kopiert, sie kann aber kombiniert mit anderen Bewegungsmodi auch sinnvoll verwendet werden. Z.B. kann nach Wunsch ein Ruck- Kurbeltrieb so konstruiert werden, dass sich der Kolben im Zyklus in einem Takt fließend und im anderen ruckartig bewegt. Solche Eigenschaften besitzen Mechanismen der Kurbelschwingen (siehe Abschnitt 7, a und b), die in Zeichnungen Fig. 15, Fig. 16, Fig. 23 und Fig. 18 dargestellt sind.

Zusätzliche Optionen zum kultivieren der Eigenschaften der Kolbenbewegungskurven der

Ruckkurbeltrieben bieten Neigung und Versetzung der Zylinderachse gegenüber ihrer

Kurbeltriebsachse. Formt man die Funktion der Doppelkurbeln und Kurbelschwingen zusätzlich mit einer Versetzung der Zylinderachse von der Kurbeltriebsachse (bildet exzentrische

Schubkurbeln), lässt sich die Bewegungskurve des Kolbens ausbauen und präzisieren. Versetzen der Zylinderachse bei einer Doppelkurbel bewirkt, dass der Pleuel im OT und im UT

unterschiedliche Neigungen zur Zylinderachse bekommt, deswegen weichen seine Kolbenhübe von dem Wert von zwei Kurbellängen, der für eine zentrische Schubkurbel gilt, ab. Die Wirkung einer Versetzung und (oder) Neigung der Zylinderachse gegenüber der Kurbeltriebsachse auf die Bewegungsfunktion des Kolbens wurde hier untersucht, um

abzuklären, ob bei Bedarf beim Konstruieren die Versetzung oder Neigung des Zylinders überhaupt möglich ist und wie solcher Vorgang auf die Bewegungsfunktion des Kolbens sich auswirkt. Die Analyse zeigt, dass sowohl die Versetzung als auch die Neigung der Zylinderachse zur Kurbeltriebsachse keine Nachteile bringen, sondern die Bewegungskurve des Kolbens sogar verbessern. Dabei ist der Effekt von der Versetzung oder Neigung bei Mechanismen beim Ruck- Kurbeltrieb mit kleinerer Distanz größer.

Wenn sich bei einem Ruck-Kurbeltrieb auf Basis einer Doppelkurbel die geneigte Zylinderachse mit der Achse der Wellenzapfen der Ruckkurbel kreuzt (alleinige Neigung), bleiben die Schwingungen des Pleuels um seine Zylinderachse symmetrisch. Auf eine solche Art modifizierte Mechanismus bewirkt einen verstärkten Ruck des Kolbens vom Zünd-OT zum UT, wobei von hier aus zum Gaswechsel-OT die Kolbenbewegung fließender wird. Der Grad der erreichbaren Differenzen mit der Ursprungskurve bei alleiniger Neigung ohne Versetzung der Zylinderachse hängt vom Neigungswinkel ab. Je größer der Winkel der Zylinderachse zur Kurbeltriebsachse desto stärker diese Wirkung. Das Neigen der Zylinderachse zur

Kurbeltriebsachse um 45° um die Achse der Zylinderkurbel eines Doppelkurbel Ruck- Kurbeltrieb-Motor- 1,25/3 bewirkt z.B., dass sein 95-prozentiger Hub in 21° und sein 100- prozentiger in 35° erfolgt. Ohne Neigung geschieht bei einer solchen Konstruktion ein

95-prozentiger Hub in 43° und ein vollständiger Hub in 180°. Bei einer Doppelkurbel Ruck- Kurbeltrieb-Motor- 1,5/3 (vergleiche Fig. 19, a und c) findet bei der Neigung der Zylinderachse um 45° um die Achse der Zylinderkurbel der 95-prozentige Abwärtshub in 38° und der vollständige in 61° statt. Ohne Neigung geschieht hier ein 95-prozentiger Abwärtshub in 71° und ein vollständiger Hub in 180°. Der Hubwert wird von der Zylinderneigung nicht beeinflusst und beträgt ständig zwei Längen der Ruckkurbel (nur bei rotierenden Zylinderkurbeln!).

Das Versetzen der Achse des Zylinders gegenüber der Kurbeltriebsachse führt ähnliche Veränderungen der Kolbenbewegung herbei, aber dabei vergrößert sich der Kolbenhub zusätzlich und weicht vom doppelten Wert der Kurbellänge der Ruckkurbel ab. Beim Ruck- Kurbeltrieb-Motor- 1,5/3 z.B. (s. Fig. 19, b), bewirkt eine Versetzung des Zylinders um 1 kl von der Kurbeltriebsachse, außer der Vergrößerung des Hubes, dass die Kurve der Kolbenbewegung vom UT zum Zünd-OT stumpfer und vom Zünd-OT zum UT dagegen schärfer wird. Sein 95- prozentiger Hub im Arbeitstakt erfolgt in 42°, 100-prozentiger Abwärtshub in 76°, was nicht wesentlich langsamer als bei der Konstruktion mit Neigung der Zylinderachse um 45° ist (s. Fig. 19, a und Kurven 7 und 8 in Fig. 3). Der Verlauf vom Zünd-OT zum UT verändert sich kaum, die Passiergeschwindigkeit durch den Zünd-OT bleibt auch fast unverändert. Die typische Retardationszone des Kolbens verschwindet aber fast vollständig. Nach dem Passieren des UT bewegt sich der Kolben zuerst langsam und relativ gleichmäßig ca. eine halbe Umdrehung der Motorwelle und legt dabei etwa Ά seines Hubes zurück, bis er vor der letzten Achtelumdrehung der Motorwelle eine fließende Beschleunigung kriegt und seinen wesentlichen %-Hubanteil mit erhöhter, aber wieder relativ gleichmäßiger Geschwindigkeit, wie bei einem Kurbeltrieb ohne Versetzung der Zylinderachse, den Gaswechsel-OT erreicht.

Das nächste Beispiel (Fig. 3) die Konstruktion mit einer zentrischen Ruck-Kurbeltrieb- Schubkurbel (Ruck-Kurbeltrieb-Motor- 1,25/3, Kurve 6) zeigt, dass ohne Versetzung der Zylinderachse einen 95-prozentigen Kolbenhub in 43° und einen vollständigen Hub in 180° realisiert wird, bei der exzentrischen Variante derselben Ruck-Kurbeltrieb-Schubkurbel

(Versetzung der Zylinderachse um 1 kl von der Kurbeltriebsachse, Kurve 8) vergrößert sich der Kolbenhub um ca. 7 % (2,139 kl), der 95-prozentige Abwärtshub erfolgt in 24° und seinen vollständigen Abwärtshub vom OT zum UT erreicht der Kolben schon mit 48°.

16. Wirtschaftlichkeit des Ruck-Kurbeltrieb-Motors.

Die Vielgestaltigkeit und Flexibilität des Ruck-Kurbeltrieb-Mechanismus sind beachtlich und er eignet sich viel besser als die konventionelle Schubkurbel als Kurbeltrieb für einen

Verbrennungsmotor. Durch das Variieren seiner im breiten Bereich wählbaren Distanz, lässt sich der Grad der Schwankungen seines Übersetzungsverhältnisses zwischen den gekoppelten Kurbeln beim Konstruieren auf die im Motor ablaufenden thermodynamischen Prozesse viel genauer abstimmen. Wenn im Vergleich zum HM bei einem KPM die ursprüngliche von der Kurbelwelle erzeugte Sinuskurve der Kolbenbewegung durch die Neigung des Pleuels am OT leicht zugespitzt und am UT moderat abgeflacht wird, wodurch der Kolben seine höhere Geschwindigkeit länger beibehält und sie erst nah am UT drosselt, ist beim Ruck-Kurbeltrieb die Kolbenkurve schon direkt am OT stark zugespitzt. Der Kolben kriegt hier einen Ruck (im Sinne der ersten Ableitung der Beschleunigung nach der Zeit). Daher nimmt die Kolbenbeschleunigung hier direkt nach dem Durchqueren des OT rasant zu. Beim Ruck-Kurbeltrieb-Motor wird sowohl die vollständige Expansion als auch seine erste wichtigste Phase mit den höchsten

Temperaturdifferenzen des Arbeitsgases mit den Zylinderwandungen stark beschleunigt. Dies wehrt im Arbeitstakt die gewichtigsten Wärmeverluste ab, wodurch ein außergewöhnlich hoher Spareffekt erreicht wird. (s. Diagramm in Fig. 3, Kurven 6, 7 ,8).

Ein Ruck-Kurbeltrieb-Motor ist im Vergleich zu einer einfacheren Konstruktion des HM mit gleichem Hubraum zweifellos schwerer, aber sogar dann, hat er immer noch ein viel besseres Leistungsgewicht. Den höheren Herstellungskosten pro Erzeugnis eines Ruck-Kurbeltrieb- Motors stehen niedrigere Herstellungskosten pro kW der Leistung und erhöhte Wirtschaftlichkeit gegenüber. Besonders lukrativ ist ein Ruck-Kurbeltrieb-Motor wegen den von 12 bis 15 Mal niedrigeren NOx-Emissionen und seiner Sparsamkeit. Die Investitionen werden schon in Kürze durch Einsparungen von Treibstoff vollständig gedeckt sein und danach Gewinne abwerfen. Die Ruck-Kurbeltrieb-Motor-Konstruktion zahlt sich sowohl durch Wirtschaftlichkeit als auch durch Umweltfreundlichkeit hochgradig aus.

17. Bezugslisten

17.1 Tabellenliste

1. Tabelle 1 Verwendete Begriffe und Abkürzungen. S. 34

2. Tabelle 2 Festgelegte Parameter der Motoren. S. 35

3. Tabelle 3 Maßeinheiten. S. 36

4. Tabelle 4 Grad der Schwankung der Kolbengeschwindigkeit

beim Ruck-Kurbeltrieb-Motor. S. 37

5. Tabelle 5 Formeltabelle zur Zeichnung Fig. 20. S. 37

6. Tabelle 6 Entfaltung des effektiven Hebelarms der Kurbel

für die Pleuelkraft und Drehmomententwicklung

beim Ruck-Kurbeltrieb-Motor im Arbeitstakt. S. 38 7. Tabelle 7 Umwandlungsverluste, Wirkungsgrad, Leistung

und Kraftstoffverbrauch des Ruck-Kurbeltrieb-Motors

im Vergleich zum HM. S. 39

8. Tabelle 8 Parameter von einigen Ruck-Kurbeltrieb-Motoren

im Vergleich mit den Parametern von anderen

Motorkonstruktionen. S. 40

17.2 Liste der Zeichnungen und Diagrammen.

1. Fig. 1 Ruck-Kurbeltrieb-Motor (Tauchkolben- und Kreuzkopfversion).

2. Fig. 1-1 Prinzip des Ruck-Kurbeltriebs auf Basis einer Viergelenkkette. 3. Fig. 2-1 Ruck-Kurbeltrieb-Motor auf Basis eines Kreuzkopfmotors.

4. Fig. 2-2 Ruck-Kurbeltrieb-Motor auf Basis eines Tauchkolbenmotors.

5. Fig. 3 Kurvenschar der Kolbenbewegung unterschiedlicher Kurbeltriebe.

6. Fig. 4

a. Stellung φ der Motorkurbelwelle, bei maximaler

Expansionsgeschwindigkeit eines Ruck-Kurbeltrieb-Motors mit umlaufender Ruckkurbelwelle in Abhängigkeit von der Distanz D bzw. der Länge L seiner Koppel.

b. Verhältnis der Spitzengeschwindigkeiten der Expansion eines Ruck- Kurbeltrieb-Motors mit unterschiedlichen Distanzen zu deren eines

HM.

c. Grad der Abnahme der Wärmeverlusten eines Ruck-Kurbeltrieb- Motors im Vergleich zu Wärmeverlusten eines HM im Arbeitstakt in Abhängigkeit von seiner Distanz D.

7. Fig. 5 Funktion der Länge des aktuellen Wirkhebelarms der Motorkurbel für die

Pleuelkraft des Ruck-Kurbeltriebs mit umlaufender Ruckkurbelwelle in Abhängigkeit von seiner Distanz.

8. Fig. 6 Funktion des momentanen Drehmoments im Arbeitstakt von der Stellung der Motorkurbelwelle eines Ruck-Kurbeltriebs mit umlaufender

Ruckkurbelwelle bei unterschiedlichen Distanzen.

9. Fig. 7 4-Zylinder Ruck-Kurbeltrieb- V -Motor mit 180° versetzten Kolbenpaaren mit mittig liegender Motorkurbelwelle.

10. Fig. 8 2-Zylinder Ruck-Kurbeltrieb-Boxermotor mit seitlich von der

Kurbeltriebsachse liegender Motorkurbelwelle.

11. Fig. 9 Ruck-Kurbeltrieb-Motor mit Zahnradsynchronisation der Kurbelwellen der

Zylinderbänke.

12. Fig. 10 Vorrichtung zum Erzeugen der entgegengesetzter Drehrichtung der

Ruckkurbelwelle zur Motorkurbelwelle aus den Entweder-Oder-Punkten (Divergator).

13. Fig. 11 Liniendiagramm des Extrem-Maximums des Übersetzungsverhältnisses beim Ruck-Kurbel-trieb-Motor in Abhängigkeit vom Abstand D zwischen seinen Kurbelwellendrehachsen.

14. Fig. 12 Koppelkurbelgetriebe mit zentrischen Schubkurbeln mit Motorkurbelwellen, die auf der Linie der Zylinderachse liegen.

15. Fig. 13 Koppelkurbelgetriebe mit seitlich zur Zylinderachse versetzten

Motorkurbelwellen und Koppelkurbelgetriebe mit elementarer Neigung der Zylinderachse zur Kurbeltriebsachse.

16. Fig. 14 Auf bauprinzip von Mehrzylindermotoren auf Basis der Ruckkurbeltriebe.

17. Fig. 15 Ruckkurbeltrieb mit symmetrisch um seine Kurbeltriebsachse schwingender

Ruckkurbel im abgeneigten von der Motorkurbelwelle Sektor im Winkel 0«x<360°.

18. Fig. 16 Ruckkurbeltrieb mit symmetrisch um seine Kurbeltriebsachse schwingender

Ruckkurbel im zugeneigten zur Motorkurbelwelle Sektor im Winkel

0<a<360°.

19. Fig. 17 Mechanismen der asymmetrisch zur Kurbeltriebsachse schwingenden

Ruckkurbel im Winkel 0<a<180°.

20. Fig. 18 Diagramm einer asymmetrisch zur Kurbeltriebsachse schwingenden

Ruckkurbel.

21. Fig. 19 Ruck-Kurbeltrieb-Motor mit geneigter und (oder) versetzter Zylinderachse.

22. Fig. 20 Festgelegte Bezeichnung der Ruck-Kurbeltrieb-Basis-Parameter.

23. Fig. 21 Boxer Ruck-Kurbeltrieb-Motor, Zyklusablauf.

24. Fig. 22 Boxer Ruck-Kurbeltrieb-Motor mit versetzter Zylinderachse, Zyklusablauf. 25. Fig. 23 Mechanismen der asyn metrisch zur Kurbeltriebsachse schwingenden

Ruckkurbeln im Winkel 0<a<180° mit geneigten und versetzten

Zylinderachsen.

26. Fig. 24 Vollständig ausgewuchteter 4-Zylinder-Boxerblock.

27. Fig. 25 Zweizylinder Ruck-Kurbeltrieb-Gegenkolbenmotor.

28. Fig. 26 Achtzylinder Hl 80°- Ruck-Kurbeltrieb-Motor mit verlängerten Radien der

Koppelkröpfungen, um 135° geneigter zur Zylinderachse Kurbeltriebsachse, mittig liegender gemeinsamen für zwei Zylinderbänke Motorkurbelwelle. Tabelle 1. Verwendete Begriffe und Abkürzungen.

Begriffe, Begriffsbestimmung

Abkürzungen

Entweder-Oder-Punkt. Punkt der Gliederstellung des Kurbeltriebs,

Bez ec an welchem, unabhängig von der Drehrichtung der

EOP ih

Motorkurbelwelle, die Ruckkurbelwelle eine beliebige

Drehrichtung einschlagen kann.

Vorrichtung zum Erzeugen und Sichern der gegenläufigen

Divergator Drehrichtung der Ruck- zur Motorkurbelwelle beim Starten des

Ruck-Kurbeltrieb-Motors aus seinen Entweder-Oder-Punkten.

Fläche (momentane) Fläche der Wandungen der Expansionsraums zylindrischer Form des S mit einem Radius R und der Höhe des momentanen Kolbenwegs s

Expansionsraums plus die Höhe des Kompressionsraums (s/(e-l)).

Gaswechsel-OT: oberer Richtungswechselpunkt des Kolbens eines

GW-OT

Viertaktmotors zwischen dem Ausschiebe- und Ansaugtakt.

HM (herkömmlicher Abstrakter Hubkolbenmotor des bekannten Standes der Technik Motor) oder Basis- (Vergleichsprototyp). Ottomotor (Dieselmotor) mit zentrischem HM Schubkurbeltrieb (λ =1:3; s : d = 1 : 1, Quadrathuber).

Kennzeichnende Relative Zeit in 0 der Drehung der Motorwelle, die ein Motor für Dauer des t P Ausführung seines Arbeitstakts benötigt, dafür ein Kolbenweg von Arbeitstakts 95 % seines Kolbenhubs vorgesehen ist. p steht für„power".

Kennzeichnende Die größte Zunahme des Zylindervolumens, die ein Motor im Expansionsgeschwin V e Arbeitstakt bei Umdrehung der Motorkurbelwelle um 1/360 des digkeit Vollwinkels erreicht.

Kurzpleuelmotor. Motor, dessen Pleuellänge nur geringfügig grö¬

KPM

ßer seiner Kurbellänge ist. Pleuelstangenverhältnis ca. 0,9 < λ < 1.

Lotrechte Linie zwischen der Wellenzapfenachsen der Motor- und

Kurbeltriebsachse Ruckkurbelwelle, die in der Ebene liegt, welche die Mitte der gekoppelten Hubzapfen dieser Wellen orthogonal schneidet.

Kurbelwellenabstand, Entfernung der Achse der Wellenzapfen der

Distanz D Motorkurbelwelle von der Achse der Ruckkurbelwelle eines Ruck- Kurbeltriebs.

Länge der Koppel K Abstand zwischen den Zentren der Koppellagern der Koppel.

Oberer Totpunkt, der obere Richtungswechselpunkt des Kolbens,

OT (TDC)

auch TDC: Abkürzung für„top dead center" in Englisch.

Unterer Totpunkt: der untere Richtungswechselpunkt des Kolbens,

UT (BDC)

auch BDC: Abkürzung für„bottom dead center" in Englisch.

Zylinderkurbelwelle bzw. Kurbelschwinge mit Kröpfüngsradius

Ruckkurbelwelle Rl, die relativ zur gleichmäßig drehender Motorkurbelwelle mit

Kröpfungsradius R sich ruckartig bewegt.

Abkürzung für Ruck-Kurbeltrieb: Dabei steht: die erste Zahl nach

Ruck-Kurbeltrieb- dem Strich für die Distanz und für die Länge der Koppel, die Zahl 1,25/3 nach dem Schrägstrich zeigt die Länge des Pleuels (relative Maßen:

zeigen das Verhältnis zur Kurbellänge der Motorwelle).

Ruck-Kurbeltrieb- Kurze Bezeichnung für einen Verbrennungsmotor, ausgestattetem Motor auch RKM mit einem Ruck-Kurbeltrieb. Fortsetzung der Tabelle 1. Verwendete Begriffe und Abkürzungen.

Tabelle 2. Festgelegte Parameter der Motoren.

Fortsetzung der Tabelle 2. Festgelegte Parameter der Motoren.

Parameter Bemerkungen

l i F h orm e z ece n

O Wtt t e r o: Verdichtungsverhältnis der zu vergleichenden

Verdichtungsver10:1 Otto- und Dieselmotoren (herkömmlicher ε

hältnis Diesel: Motor, Kurzpleuelmotor und Ruck-Kurbeltrieb- 22:1 ihid di E t n e o er m e nMotor).

Diesel: ilhl V ät s ono s e sesr Dimensionslose Größe des Verhältnisses der

Wirkungsgrad, 35-40; i d Lä n s zu r n geer Nutzenergie zur zugeführten Energie bei einem

%

real η Otto: kbl M t oo r u re realen Motor (durchschnittliche statistische

25-30 Werte).

Wirkungsgrad, HCarnot = Der höchste theoretisch mögliche Wirkungsgrad η 1- - bei der Umwandlung der Wärme- in theoretisch Carnot Tmii T max mechanische Energie.

Höchstdruck der Arbeitsgase im Zylinder des Basis-HM direkt nach der Verbrennung am

Zylinderdruck

Zünd-OT bei T = T max . mit Last und max., relativ P 1

Drehgeschwindigkeit, die seiner optimalen Wirtschaftlichkeit entspricht.

abelle 3. Maßeinheiten.

Tabelle 4. Grad der Schwankung der Kolbengeschwindigkeit beim Ruck-Kurbeltrieb-Motor im Vergleich zum HM.

Tabelle 5. Formeltabelle zur Zeichnung Fig. 20.

Fortsetzung, der Tabelle 5. Formeltabelle zur Zeichnung Fig. 20.

Tabelle 6 Entfaltung des effektiven Hebelarms für die Pleuelkraft und Drehmoment des

Ruck-Kurbeltrieb-Motors im Vergleich zum HM.

Tabelle 7. Umwandlungsverluste, Wirkungsgrad, Leistung und Kraftstoffverbrauch des Ruck- Kurbeltrieb-Motors im Vergleich zum Basis-HM.

Ottomotor

Ruck-Kurbeltrieb-

Basis-HM Motor- 1,25/3

Parameter

Grenzwert Grenzwert Grenzwert Grenzwert 1 2 1 2

1 Expansionsgrad 10 10

2 Distanz des Kurbeltriebs, - - 1,25

3 Wirkungsgrad, theoretisch 0,6019 0,6019

4 realer statistischer Wirkungsgrad, absolut 0,2500 0,3000 - -

5 vollständige reale Verluste, absolut 0,3519 0,3019 - -

6 Dissipationsverluste, absolut 0,0500 0,0500 0,0500 0,0500

Grad der Reduzierung der

7 1,0000 1,0000 3,5606 3,5606 Wärmeverluste

8 Wärmeverluste, absolut 0,3019 0,2519 0,0848 0,0707

9 Wirkungsgrad absolut (kalkuliert) - - 0,4671 0,4811

10 Wärmeverluste, relativ 1,0000 1,0000 0,2809 0,2809

11 Wirkungsgradssteigerung, relativ 1,0000 1,0000 1,8684 1,6038

12 Drehmomentsteigerung, relativ 1,0000 1,0000 1,8684 1,6038 max. rel. Drehzahl des Ruck-Kurbeltrieb- Motors, bei der seine Zylinderfullung der

13 1,0000 1,0000 1,4089 1,4089 einer HM-Zylinderfullung beim max.

HM-Drehmoment gleich bleibt

14 Max. Leistungssteigerung, relativ 1,0000 1,0000 2,6324 2,2596

15 Spezifischer Treibstoffverbrauch, relativ 1,0000 1,0000 0,5352 0,6235

Dieselmotor

Ruck-Kurbeltrieb-

Basis-HM

Motor- 1,25/3

Parameter

Grenzwert Grenzwert Grenzwert Grenzwert 1 2 1 2

16 Expansionsgrad 22 22

17 Distanz des Kurbeltriebs, kl - 1,25

18 Wirkungsgrad, theoretisch 0,7096 0,7096

19 realer statistischer Wirkungsgrad, absolut 0,3500 0,4000 - -

20 vollständige reale Verluste, absolut 0,3596 0,3096 - -

21 Dissipationsverluste, absolut 0,0500 0,0500 0,0500 0,0500

22 Grad der Wärmeverlustreduzierung 1,0000 1,0000 3,5606 3,5606

23 Wärmeverluste, absolut 0,3096 0,2596 0,0869 0,0729

Wirkungsgrad praktisch absolut

24 - - 0,5726 0,5867 (kalkuliert)

25 Wärmeverluste, relativ 1,0000 1,0000 0,2809 0,2809

26 Wirkungsgradssteigerung, relativ 1,0000 1,0000 1,6361 1,4667

27 Drehmomentsteigerung, relativ 1,0000 1,0000 1,6361 1,4667 Fortsetzung der Tabelle 7. Umwandlungsverluste, Wirkungsgrad, Leistung und

Kraftstoffverbrauch des Ruck-Kurbeltrieb-Motors im Vergleich zum Basis-HM.

Tabelle 8. Parameter von einigen Ruck-Kurbeltrieb-Motoren im Vergleich mit den Parametern von anderen Motorarten.

Fortsetzung der Tabelle 8. Parameter von einigen Ruck-Kurbeltrieb-Motoren im Vergleich mit den Parametern von anderen Motorarten.

18. Literatur:

[1] Autorenkollektiv unter Leitung von Studienrat Dipl.-Päd. Ing.-Ök. Folkmar Kinzer, Wissensspeicher Verbrennungsmotoren, 6. Auflage, transpress VEB Verlag für

Verkehrswesen, Berlin 1986.

[2] DE102004044214A9„Kurzpleuel-Kurbeltrieb" vom 14.09.2004.

[3] DE102004057577„Zweitakt-Kurzpleuelmotor" vom 30.11.2004.

[4] Arbeiten von Prof. Dr.-Ing. Walter Kleinschmidt über instationäre Wärmeübertragung in Verbrennungsmotoren, Universität Siegen, http://www.mb.uni-siegen.de/d ife2/index.htm

[5] Prof. Dr.-Ing. Walter Kleinschmidt, Neue Theorie zur Wärmeübertragung in

Verbrennungsmotoren, Spektrum der Wissenschaft, Mai 1995, S. 21-30.

[6] Wirkungsgrad des Ottomotors, Wirkungsgrad des Dieselmotors, Bibliographisches

Institut & F. A. Brockhaus AG, 1999.

[7] DE 86 24 014 Ul„Kolbenmotor".

[8] DE 603 16 372 T2„Brennkraftmaschine"

[9] FR 900953„Hubkolbenmotor mit Kurbeltrieb, der mit einem Hebelgetriebe zusammenwirkt".

[10] DE 199 42 904 AI "Brennkraftmaschine".

Ruck-Kurbeltrieb, sowie ausgestattetem damit Verbrennungsmotor

Inhaltsverzeichnis:

I . Einführung 1 2. Darstellung des Problems 2

3. Grundgedanke 4

4. Lösung des Problems 8

5. Realisation des Gegenlaufs der Kurbelwellen aus den Entweder-Oder-Punkten 12

6. Zyklusablauf des Ruck-Kurbeltrieb-Motors mit rotierender Ruckkurbel (Doppelkurbel) 14 7. Ruck-Kurbeltrieb mit nicht umlauffähigen Ruckkurbeln (Kurbelschwingen) 16

7.1 Kurbelschwingen mit Schwingungswinkeln zwischen 0° und 180° 17

7.2 Kurbelschwingen mit Schwingungswinkeln zwischen 0 und 360° 19

8. Vorteile eines Ruck-Kurbeltrieb-Motors mit rotierender Ruckkurbelwelle im Zyklus im

Vergleich zum Basis-HM 22 9. Ventilsteuerzeiten 25

10. Berechnung der Steigerung des Wirkungsgrads des Ruck-Kurbeltrieb-Motors 26

I I . Berechnung der Leistungssteigerung des Ruck-Kurbeltrieb-Motors 29

12. Umweltverträglichkeit und Emissionen 31

13. Ausführungsbeispiele des Ruck-Kurbeltrieb-Motors 33 14. Gegenkolben Ruck-Kurbeltrieb-Motor 36

15. Zusätzliche Optimierungsoptionen der Kolbenbewegung eines Ruck-Kurbeltrieb-Motors... 39

16. Wirtschaftlichkeit des Ruck-Kurbeltrieb-Motors 43

17. Bezugslisten 44

17.1 Tabellenliste 44 17.2 Liste der Zeichnungen und Diagrammen 44

18. Literatur: 56