WO1983002131A1 - Internal combustion engine - Google Patents

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WO1983002131A1
WO1983002131A1 PCT/DE1981/000217 DE8100217W WO8302131A1 WO 1983002131 A1 WO1983002131 A1 WO 1983002131A1 DE 8100217 W DE8100217 W DE 8100217W WO 8302131 A1 WO8302131 A1 WO 8302131A1
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Willy Bayer
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B75/00—Other engines
    • F02B75/04—Engines with variable distances between pistons at top dead-centre positions and cylinder heads
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01B—MACHINES OR ENGINES, IN GENERAL OR OF POSITIVE-DISPLACEMENT TYPE, e.g. STEAM ENGINES
    • F01B3/00—Reciprocating-piston machines or engines with cylinder axes coaxial with, or parallel or inclined to, main shaft axis
    • F01B3/10—Control of working-fluid admission or discharge peculiar thereto
    • F01B3/101—Control of working-fluid admission or discharge peculiar thereto for machines with stationary cylinders
    • F01B3/102—Changing the piston stroke by changing the position of the swash plate

Definitions

  • the invention is based on an internal combustion engine according to the preamble of the main claim. It has long been known to achieve largely constant compression in series engines as well as in swashplate engines of the type under consideration by changing the piston stroke and in accordance with the combustion chamber, in order to save up to 50% fuel (Sae Paper 770 114).
  • An additional significant advantage is the reduction of harmful exhaust gases, particularly in the part-load and low speed range (city traffic), which is preferably the test area of the exhaust gas laws. The reason why such a motor has not been mass-produced so far almost depends
  • the internal combustion engine according to the invention with the characterizing features of the main claim has the advantage that the motor is practically torque-guided.
  • the driver of a vehicle equipped with this engine arbitrarily determines the engine output via the accelerator pedal by changing the stroke of the combustion chamber. It achieves that an optimal torque acts in each load range, the change of which advantageously takes place linearly, namely proportionally to the size of the displacement.
  • the speed at a given torque is determined by the load on the motor.
  • the diesel engine is more economical than the Otto engine. Because of the high compression, their constancy has a favorable effect on the combustion and permissible injection duration when fuel is introduced. Since a lower final temperature is achieved in the combustion chamber due to the more favorable fuel-air ratio in the part-load range, the process efficiency is considerably more favorable than with the conventional in-line diesel engine.
  • FIG. 3 is a view according to arrow 3 in FIG. 2,
  • FIG. 4 shows a view according to arrow 4 in FIG. 1
  • Fig. 5 is a section according to the line VV in Figure 1.
  • Fig. 6 is a functional diagram.
  • a swashplate motor is shown in longitudinal section in a highly simplified manner in FIG.
  • a swash plate consisting of a rotating part and a non-rotating tilting part 3 is mounted on a motor shaft 1 via a bolt 4.
  • the swash plate can tilt up to 30 degrees.
  • the tilting part 3 is prevented from rotating by a guide lever 2a (FIG. 2).
  • the guide lever 2a performs pivotal movements during operation in accordance with the wobble movement of the swash plate.
  • the pistons 5 of the motor transmit the driving forces via ball connecting rods 6 to the tilting part 3, whereby the rotating part 2 is set in rotation due to the tilting angle and the " evasive power given by rotation.
  • a spherical reinforcement is provided on the shaft 1 to absorb these forces is flattened laterally on the right and left (FIG. 5)
  • W ⁇ PO spherical reinforcement on recesses that lead to an approximately elliptical cross-section the indicated segments of the circle being denoted by r and r-, of which r is the smaller.
  • the shaft 1 is axially displaced.
  • This hydraulic unit 7, 8 is arranged centrally between the engine cylinders in a cylinder block 9.
  • the piston 7 or the shaft 1 is shifted arbitrarily via a foot lever linkage, not shown, by means of the default slide 10 of a servo valve, the stroke of which acts on an inner control slide 13 via a thrust bearing 11 and a fork lever 12, as a result of which the initiated movement of the piston 7 ends becomes.
  • the piston 7 is locked in a known manner at every point of the possible stroke, so that it can also withstand maximum gas forces.
  • the displacement of the shaft 1 by the piston 7 rotating around is transmitted to the rotating part 2 via a push lever 14, whereby the tilting angle can be adjusted in a range from 8 to 30, and the rotating part 14 becomes the rotating part via the two push levers 14 of the swash plate connected to the main bearing hub 15 of the engine using thrust lever pin bearings 16 and 17 (FIGS. 1 and 4).
  • the torque itself of the shaft 1 is in the hub 15 by a working with the smallest radial play Transfer spline 18 to the flywheel and, if necessary, the output.
  • the stroke adjustment is set up in such a way that a minimum remaining distance of approx. 1 mm remains between the cylinder cover of the combustion chamber and the piston crown of the piston 5.
  • a tilt angle of 10 to 12 is required for operation in idle mode. Due to the safety distance of 1 mm, stroke and valve overlaps can also be recorded at top dead center without there being any piston contact.
  • the following calculation example shows that the compression control is approximately constant (simple numbers have been chosen because of the divisibility).
  • the stroke of the motor is adjustable between 0 to 80 mm.
  • the combustion chamber compression is equal to the compression stroke •
  • shaft 1 with rotating part 2 lever 14 and navel 15 are mounted in a balancing device, namely at the end of shaft 1 at 11 in a fixed swivel bearing which can be rotated about a center point.
  • the end of the hub is arranged on the hub side so that it can move to the right and left in a pivot bearing of shaft 1, which is usually spring-supported.
  • a right-hand torque of "Zpr links” acts on the shaft 1 from the center of the bolt 4, with a lever arm up to the center of the fixed bearing.
  • OMPI be that the difference between Ml and Mr is compensated in every angular position.
  • the thrust levers 14 shift when the swash plate is pivoted.
  • the mass of the weight 22 attached to the lower lever eye 17 is designed in relation to the length 1 of the lever shaft 14 so that the two moments in the center S of the bolt 17 balance each other out and therefore there is no influence on the smoothness of the movement.
  • Lever 14 is balanced to bolt center 17 and shaft 1.
  • the tilting part of the swash plate 3, in which the balls of the connecting rods 6 are mounted, represents a mass which executes a swiveling movement which wobbles around the center, the counterforce on the entire motor in relation to the mass in "swash plate” to the mass “Motor” acts.
  • the engine also carries 28 movements at the front of the V-belt pulley and at the rear of the flywheel, by means of which direction and force can be measured. By applying counterweights counter to the force direction, the forces can be reduced by half.
  • the engine is exceptionally quiet.
  • the inner housing with the motor cylinders can also be adjustable via an additional thrust bearing instead of the shaft 1.
  • OMPI • Lubrication is carried out by means of a not darge presented hydraulic unit consisting of a pump (etl with 'variable V ⁇ rdervolumen to tripod ⁇ consumption saving.), The hydraulic accumulator with 3 - 4 1 content and solenoid valve to when starting the engine so ⁇ continued an oil pressure with ca To have 40 bar available.
  • a pump etl with 'variable V ⁇ rdervolumen to tripod ⁇ consumption saving.
  • the hydraulic accumulator with 3 - 4 1 content and solenoid valve to when starting the engine so ⁇ continued an oil pressure with ca To have 40 bar available.
  • Such hydraulic units are already available in many motor vehicles, for example for the steering rings.
  • the oil reaches the cylinder head bore 23 kopfhd via a screw connection, via a sealed displaceable pipeline 24, into the pierced main shaft 1 to bolts 4 and from there to the radial bearing 25 and the axial bearings 26 also to the balls of the connecting rods 6 and through them a bore provided 'connecting rod to the piston. 5
  • the radial bearing 25 between the tilting part 3 and the rotating part 2 consists of a nitrided steel bushing which is drawn onto the rotating aluminum part 2 and which interacts with a normal three-layer sliding bearing of the tilting part.
  • the axial bearings 26 consist of a nitrided steel disk with a counter-rotating disk, which is also provided with a special sliding layer.
  • these thrust bearings 26 are provided with oil pockets 27 which are filled on both sides by the escaping oil from the radial bearing 25.
  • the oil pockets 27 are filled on both sides by the escaping oil from the radial bearing 25.
  • this thrust bearing 26 is that due to the off-center attack of the connecting rods 16 in the region of the axial bearing play between the non-rotating part 3 and the rotating part 2 from 0.05 mm to 0.07 mm, the part is inclined 3 in 2 results in a few tenths of an angular minute, thereby automatically forming an oil film between the steel disc and the counter-rotating disc with bearing metal, in the same way as is the case with a radial bearing.

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Description

Verbrennungskraftmaschine
Stand der Technik
Die Erfindung geht aus von einer Verbrennungskraft¬ maschine nach der Gattung des Hauptanspruchs. Es ist schon lange bekannt bei Reihenmotoren sowie auch bei Taumelscheibenmotoren der betrachteten Art durch Änderung des Kolbenhubes sowie entsprechend des Ver¬ brennungsraumes eine weitgehend konstante Verdich¬ tung zu erzielen, um damit bis zu 50 % Kraftstoff einzusparen (Sae Paper 770 114). Ein zusätzlicher wesentlicher Vorteil besteht in der Verringerung der schädlichen Abgase insbesondere im Teillast- und niederen Drehzahlbereich (Stadtverkehr) , welcher vorzugsweise der Testbereich der Abgasgesetze ist. Der Grund, warum ein derartiger Motor bisher nicht in größerer Serie hergestellt wurde, hängt fast
OMPI ausschließlich mit Konstruktionsproblemen zusammen, beispielsweise der Gestaltung der Hubverstellung oder der Taumelscheibenlagerung und nicht zuletzt der Schmierung. Wie bedeutend die Vorteile einer der¬ artigen Hubänderung in der Praxis sein könnten, ist auch daran ersichtlich, daß beim üblichen Reihen¬ motor, bei dem das Drehmoment über der Drehzahl auf¬ gebaut wird, sein maximales Drehmoment erst bei 2/3 der maximalen Drehzahl erreicht hat. Ähnlich wie beim Hydraulik-Taumelscheibenmotor bestehen auch bei der entsprechenden Verbrennungskraftmaschine gleichmäßige Strömungsverhältnisse mit einem, gleich¬ mäßigen geringen Saugdruck und praktisch keiner Gaswechselarbeit. So blieben bisher auch die da¬ durch gegebenen Vorteile einer gleichmäßigen Kraft¬ stoffverteilung beispielsweise über eine für alle Zylinder zentrale Ansaugleitung außer Anwendung.
Vorteile der Erfindung
Die erfindungsgemäße Verbrennungskraftmaschine mit den kennzeichnenden Merkmalen des Hauptanspruchs hat demgegenüber den Vorteil, daß der Motor prak¬ tisch drehmomentgeführt ist. Der Fahrer eines mit diesem Motor ausgestatteten Fahrzeugs bestimmt über das Gaspedal willkürlich die Motorleistung, indem er den Hub des Verbrennungsraums ändert. Er erreicht dadurch, daß in jedem Lastbereich ein optimales Drehmoment wirkt, wobei vorteilhafterweise die Än¬ derung desselben linear erfolgt, und zwar proportio¬ nal der Größe des Hubraumes. Zwar wird die Drehzahl bei vorgegebenem Drehmoment durch die Belastung des Motors bestimmt.
OMPI Die enorme Kraftstofferspranis beruht auch auf der durch den verringerten Hub entsprechend verringerten Reibung. Die optimale Wirkung des DrehitMjnents bietet eine günstigere Ausnutzung der Motorleistung, so daß eine geringere Anzahl von Getriebestufen erforderlich ist und ins¬ besondere der sogenannte Spargang (fünfter Gang beim Pkw) und möglicherweise auch dessen vierter Gang (Schnellgang) wegfallen können.
Auch bei der Verwendung des erfinderischen Prinzips bei einem Dieselmotor sind wesentliche Vorteile er¬ zielbar. Auch hier ist der Dieselmotor wirtschaft¬ licher als der Otto-Motor. Aufgrund der hohen Ver¬ dichtung wirkt sich deren Konstanz günstig auf die Verbrennung und zulässige Einspritzdauer bei der Kraftstoffeinbringung aus. Da aufgrund des günsti¬ geren Kraftstoff-Luft-Verhältnisses im Teillastbe¬ reich eine niedrigere Endtemperatur im Brennraum erzielt wird, ist der Prozeßwirkungsgrad wesent¬ lich günstiger als beim üblichen Reihendieselmotor.
Zusätzliche bedeutende Ausgestaltungen am Taumel¬ scheibenmotor sowie wesentliche Vorteile sind der nachfolgenden Beschreibung sowie den Ansprüchen zu entnehme .
Zeichnung
Ein Ausführungsbeispiel des Gegenstandes der Erfin¬ dung ist vereinfacht in der Zeichnung dargestellt und wird im folgenden näher erläutert. Es zeigen: Fig. 1 eine erfindungsgemäße Verbrennungskraftma¬ schine im Längsschnitt,
Fig. 2 einen Schnitt gemäß der Linie II-II in Fig. 1 ,
Fig. 3 eine Ansicht gemäß des Pfeiles 3 in Fig. 2,
Fig. 4 eine Ansicht gemäß des Pfeiles 4 in Fig. 1
•Fig. 5 einen Schnitt gemäß der Linie V-V in Fig. 1 und
Fig. 6 ein Funktionsdiagramm.
Beschreibung des Erfindungsbeispie1s
In Fig. 1 ist stark vereinfacht ein Taumelscheiben¬ motor im Längsschnitt dargestellt. Auf einer Motor¬ welle 1 ist eine aus einem umlaufenden Teil und einem nicht mitrotierenden Kippteil 3 bestehende Taumel¬ scheibe über einen Bolzen 4 gelagert. Der Kippwinkel der Taumelscheibe kann bis zu 30 betragen. Das Kippteil 3 wird durch einen Führungshebel 2a (Fig. 2) an der Drehung gehindert. Der Führungshebel 2a führt im Betrieb entsprechend der Taumelbewegung der Taumelscheibe Schwenkbewegungen aus. Die Kolben 5 des Motors übertragen die Antriebskräfte über Kugelpleuel 6 auf das Kippteil 3, wodurch aufgrund des Kippwinkels und des durch Drehung gegebenen "Ausweichvermögens das Drehteil 2 in Drehung versetzt wird. Zur Aufnahme dieser Kräfte ist an der Welle 1 eine kugelige Verstärkung vorgesehen, die seitlich rechts und links abgeflacht ist (Fig. 5) . Das Dreh¬ teil 2 ist wiederum dieser Abflachung angepaßt, so daß am Drehteil selbst eine ausreichend breite Auf¬ lage für den Bolzen 4 vorhanden ist. Um den ge¬ wünschten Kippwinkel von = 30 zu erreichen, weist außerdem die Welle im Anschlußbereich an die
WΪPO kugelige Verstärkung Ausnehmungen auf, die zu einem annähernd elliptischen Querschnitt führen, wobei die angedeuteten Kreisabschnitte mit r und r- be¬ zeichnet sind, von welchen r das kleinere ist.
Zur Verstellung des Hubes und damit des Hubraumes bzw. des Drehmoments des Motors wird die Welle 1 axial verschoben. Zur Betätigung dient ein an der Welle 1 angeordneter Kolben 7, welcher in* einer Zylinderbohrung 8 arbeitet. Diese Hydraulikeinheit 7, 8 ist zentral zwischen den MotorZylindern in einem Zylinderblock 9 angeordnet. Der Kolben 7 bzw. die Welle 1 wird willkürlich über ein nicht dargestelltes Fußhebelgestänge mittels des Vorgabe¬ schiebers 10 eines Servoventils verschoben, dessen Hub über ein Drucklager 11 und einen Gabelhebel 12 auf einen inneren Steuerschieber 13 wirkt, wodurch die eingeleitete Bewegung des Kolbens 7 beendet wird. Hierdurch wird auf bekannte Weise der Kolben 7 an jeder Stelle des möglichen Hubes arretiert, so daß er auch maximalen Gaskräften widerstehen kann.
Die Verschiebung der Welle 1 durch den mit umlaufen¬ den Kolben 7 wird über einen Schubhebel 14 auf das umlaufende Teil 2 übertragen, wodurch sich der Kipp¬ winkel in einem Bereich von 8 bis 30 verstellen läßt, über die zwei Schubhebel 14 wird das umlaufende Teil der Taumelscheibe mit der Hauptlagernabe 15 des Motors verbunden unter Verwendung von Schub¬ hebelbolzenlager 16 und 17 (Fig. 1 und 4). Das Drehmoment selbst der Welle 1 wird in der Nabe 15 von einer mit kleinstem Radialspiel arbeitenden Keilwelle 18 auf das Schwungrad und gegebenenfalls den Abtrieb übertragen.
Die Hubverstellung ist so eingerichtet, daß zwischen Zylinderdeckel der Brennkammer und dem Kolbenboden des Kolbens 5 ein Mindestrestabstand von ca. 1 mm verbleibt. Für den Betrieb im Leerlauf ist nach den bisherigen Erfahrungen ein Kippwinkel von 10 bis 12 erforderlich. Durch den Sicherheitsabstand von 1 mm können auch Hub- und Ventilüberschneidungen im oberen Totpunkt aufgenommen werden, ohne daß eine Kolbenberührung besteht. Daß es sich um eine an¬ nähernd konstante Verdichtungsregelung handelt, -kann folgendem Rechenbeispiel entnommen werden (der Teilbarkeit wegen wurden einfache Zahlen gewählt) .
Der Hub des Motors sei verstellbar zwischen 0 bis 80 mm. Die Verdichtung betrage -= 9. Dann ist die Brennraumverdichtung gleich dem Verdichtungshub •
Figure imgf000008_0001
Da der Verdichtungsraum bei solchen Motoren dem Zylinderdurchmesser entspricht, kann statt dem Volumen in obiger Formel durch Zylinderlänge c für den Verdichtungsraum und für den Hubraum gesetzt werden. Es ist also für den maximalen Hub¬ raum l c _ l^max = _80_ β
* <- - £ _ 9 -1 1U
Bei 40 mm ist der halbe Hub zurückgelegt, d.h. wenn die Taumelscheibe senkrecht zur Welle 1 steht. Das Maß vom Zylinderköpfdecke1 bis zum unteren Totpunkt des Kolbens 5 beträgt dann 40 + 10 = 50 mm.
Es ist konstruktiv einfach, den Drehpunkt des Schub¬ hebels 14 auf den Bolzen 16 bei entsprechender Länge 1 des Schubhebels 14 so zu wählen, daß die Verschie¬ bung des Mittelpunktes M der Taumelscheibe ebenfalls 50 mm beträgt. Bei kleiner werdendem Hub vermindert sich C entsprechend. Bei Hub O ist dann auch c = 0.
Bei dem in Fig. 6 dargestellten Diagramm ist über dem Hub (Abszisse) die Verdichtung im Brennraum dargestellt und zwar im Vergleich zwischen einem üblichen Drossel-Otto-Motor und dem betrachteten Taumelscheibenmotor. Wie dem Diagramm entnehmbar, ist im Teillastbereich bei einem Motor mit ange¬ nähert konstanter Verdichtung und Änderung des Arbeitshubes eine nahezu optimale Leistungsausbeu¬ tung gegeben - siehe Kennlinie I. Beim üblichen Otto-Motor ohne veränderlichen Hub geht ein Großteil der potentiellen Leistung infolge des "schädlichen Raumes" verloren - siehe Kennlinie II.
Beachtenswert ist für derartige Taumelscheiben¬ motoren, daß die Kolbengeschwindigkeit bei einer bestimmten Drehzahl gleichmäßig ist, so daß auch die Gaswechsel geordnet und mit einem Minimum an Drosselverlusten ablaufen. Diese Eigenschaft kommt insbesondere der KraftstoffZuführung zugute, wobei beim Otto-Motor eine kontinuierliche KraftstoffZu¬ führung in den gleichmäßig angesaugten Luftstrom einfach und sehr präzise steuerbar ist. Gleiches gilt für den Taumelscheibenmotor als Dieselmotor, wobei sich insbesondere der Verbrennungsverlauf über die Einspritzung leichter als bei einem Reihenmotor beherrschen läßt. Die genannten Eigenschaften führen zudem zu einem ruhigen Lauf der Maschine.
Obwohl beim Taumelscheibenmotor verhältnismäßig wenig hin- und hergehende Massen vorhanden sind, entstehen doch Zentrifugal- und Zentripedälkräfte erheblichen ümfangs*. Aus diesem Grunde werden beim betrachteten Gegenstand die Zentripedälkräfte des umlaufenden Teils 2 und die Umkehrkräfte des Kipp¬ teils 3 durch Gegengewichte kompensiert.
Aufgrund der Zentripedalkraft Z * (Fig. 1) versucht das umlaufende Teil 2 der Taumelscheibe sich quer zur Drehrichtung einzustellen. Die dabei auftreten¬ den Kräfte bestehen aus dem Moment 2 . Z . 1. Diese Kraft greift am Schwerpunkt S des Drehteiles 2 an. Das Drehteil 2 ist hier mit einer Umlaufnut versehen, in die die radial nach innen gerichtete. Seite des Kippteils 3 der Taumelscheibe eingreift. Die Kraftübertragung erfolgt gleitlagerartig. -'
Zur Übertragung der Hubverstellung sind, wie weiter oben ausgeführt, an dem Drehring 2 die Bolzenaugen der Bolzen 16 und die oberen Hebelaugen der Hebel 14 angeordnet, wodurch sich die Gewichtsverhältnisse so verändern, daß der Schwerpunkt dieser Teile von
S nach SR verschoben wird. Das Rest-Zentripedal- moment 2 . Z_p_R, . 1-1 ist erheblich kleiner und wird
0, sobald durch Schwenken der Taumelscheibe S„ in die durch den Mittelpunkt M senkrecht zur Welle 1 verlaufende Achse fällt. Bei weiterer Verstellung der Taumelscheibe ändert das Moment seine Richtung, nämlich, wenn SR die Mittellinie des drehenden Tau¬ melscheibenteiles 2 überschreitet.
Zum besseren Verständnis kann angenommen werden, Welle 1 mit umlaufendem Teil 2, Hebel 14 und Nabel 15 seien in einer Wuchteinrichtung gelagert, und zwar am Ende der Welle 1 bei 11 in einem festen aber um einen Mittelpunkt drehbaren Schwenklager. Das Naben¬ ende ist auf der Nabenseite in einem üblicherweise federnd abgestützten Schwenklager der Welle 1 nach rechts und links beweglich angeordnet. Das drehende Teil 2 habe die maximale Kipplage = 30°. Dann wirkt auf die Welle 1 ein Rechtsdrehmoment von "Zpr links" von der Bolzenmitte 4 aus, mit einem Hebelarm bis zum Mittelpunkt des Festlagers.'Ml = zPr rechts x Ij-! * Entsprechendes gilt auf der Gegenseite mit Mr = Zprrechts x L
Da L2 größer ist als L- , ist das Moment Ml größer als das Moment Mr und die Welle schlägt nach rechts aus (Taumelbewegung) , umgekehrt nach links.
Die Differenz zwischen Ml und Mr wird durch das zwischen den Augen des Bolzens 16 angeordnete, drehbare Ausgleichsgewicht 9 beseitigt. Es ist mit dem gekröpften Hebel 20 über das Gelenk 21 a an der Welle 1 befestigt und schlägt im Winkelbereich Ss, wenn Sr sich von der Mittellinie des Bolzens 16 ent- . fernt, so aus, daß sein Schwerpunkt S„ sich der Mittel¬ linie der Welle 1 nähert oder entfernt. Dieses zusätz¬ liche Moment des Gegengewichtes 19 kann so bestimmt
OMPI werden, daß die Differenz zwischen Ml und Mr in jeder Winkellage ausgeglichen wird.
Die Schubhebel 14 verlagern sich beim Schwenken der Taumelscheibe. Die Masse des am unteren Hebel¬ auge 17 angebrachten Gewichtes 22 ist zur Länge 1 des Hebelschaftes 14 so ausgelegt, daß sich beide Momente im Mittelpunkt S des Bolzens 17 ausgleichen und somit keine Beeinflussung der Laufruhe .durch die Verlagerung eintritt. Hebel 14 ist zur Bolzen¬ mitte 17 und zur Welle 1 ausgeglichen.
Das Kippteil der Taumelscheibe 3, in welchem die Kugeln der Pleuel 6 gelagert sind, stellt eine Masse dar, die eine schwenkende, um den Mittel¬ punkt taumelnde Bewegung ausführt, deren Gegenkraft auf den ganzen Motor im Verhältnis der Masse in "Taumelscheibe" zur Masse "Motor" einwirkt.
Folglich führ auch der Motor vorn an der Keilriemen¬ scheibe und hinten am Schwungrad 28 Bewegungen durch deren Richtung und Kraft gemessen werden können. Durch Anbringen von Gegengewichten entgegen der Kraft- richtigung lassen sich die Kräfte auf die Hälfte redu¬ zieren. Der Motor weist eine außerordentliche Lauf- ruhe aus.
Um eine Hubänderung zu erzielen, kann auch statt der Welle 1 das innere Gehäuse mit den Motorzylindern über ein zusätzliches Drucklager verstellbar sein.
OMPI • Die Schmierung erfolgt mittels einer nicht darge¬ stellten Hydroeinheit, bestehend aus Pumpe (etl. mit' veränderlichem VÖrdervolumen zur Leistungsver¬ braucheinsparung) , Hydrospeicher mit-3 - 4 1 Inhalt und Magnetventil, um beim Anlassen des Motors so¬ fort einen Öldruck mit ca. 40 bar zur Verfügung zu haben. Derartige Hydroeinheiten stehen bei vielen Kraftfahrzeugen bereits beispielsweise für die Lenkringe • zur Verfügung.
über eine Verschraubung gelangt das öl zur Zylinder¬ kopfbohrung 23 ύhd über eine abgedichtete verschieb¬ bare Rohrleitung 24 in die durchbohrte Hauptwelle 1 zu Bolzen 4 und von dort zum .Radiallager 25 und den Axiallagern 26 ebenfalls zu den Kugeln der Pleuel 6 und durch die mit einer Bohrung versehenen'Pleuel zu den Kolben 5.
Das Radiallager 25 zwischen Kippteil 3 und drehendem Teil 2 besteht aus einer auf das drehende aus Aluminium bestehende Teil 2 gezogenen nitrierten Stahlbuchse, die mit einem normalen Dreischichtgleitlager des Kipp¬ teiles zusammenwirkt. Die Axiallager 26 bestehen aus einer nitrierten Stahlscheibe mit einer Gegenlauf- scheibe, die ebenfalls mit einer besonderen Gleit¬ schicht versehen ist.
Diese Axiallager 26 sind wie üblich mit öltaschen 27 versehen, die vom austretenden öl des Radiallager 25 auf beiden Seiten gefüllt werden. Die öltaschen be-
- TREΛ
OMPI nötigen aber nicht wie üblich eine Anschrägung, damit bei mitfciger axialer Anpressung ein drängender ölkeil entsteht. Der wesentliche Vorteil dieses Axiallagers 26 besteht darin, daß sich durch den außer¬ mittigen Angriff der Kugelpleuel 16 im Bereich des axialen Lagerspiels zwischen dem nicht drehenden Teil 3 und dem drehenden Teil 2 von 0,05 mm bis 0,07 mm eine Schrägstellung des Teiles 3 in 2 von einigen Zehntel Winkelminuten ergibt und hierdurch von selbst ein Ölfilm zwischen der Stahlscheibe und der Gegenlaufscheibe mit Lagermetall gebildet wird, in gleicher Weise wie dies bei einem Radiallager der Fall ist.
O PI
^V 7-

Claims

P a t e n t a n s p r ü c h e
Taumelscheiben /Verbrennungskraftmaschine mit gegen¬ seitiger Veränderung vom Motorhubvolumen und d-er Schräglage der zweiteiligen TaumelScheibe, deren mit der Welle mitumlaufendes Drehteil auf der Welle gelagert ist undderenmit den Motorpleueln zu¬ sammenwirkendes Kippteil zum Drehteil hin ein Relativ¬ verdrehung der Teile zulassendes Mitnahmelager für die kraftschlüssige Übertragung der Taumelbewegung der Scheibe aufweist, dadurch gekennzeichnet, daß das Drehteil (2) auf einem kugelig versträkten Ab¬ schnitt der Welle (1) zur Hubkraftübernahme ge¬ lagert ist, daß der kugelige Abschnitt für den ent¬ sprechenden Eingriff des Drehteils (2) und zur Über¬ tragung der Drehkraft Abflachungen aufweist (Figuer 5) und daß durch axiales Verschieben der Welle (1) das Motorhubvolumen änderbar ist, indem gleichzeitig Kolbenhub und Kolbenlage zu Motorzylinderlage ge¬ ändert werden (Figur 6) .
OMPI
2. Verbrennungskraftmaschine nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, daß an der Welle in den gegenüber den Abflachungen um 90° verdrehten Mantelflächen Ausnehmungen vorgesehen sind, zur Vergrößerung des zulässigen Kippwinkels des Drehteiles (2) .
3. Verbrennungskraftmaschine nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß zur axialen Verschiebung auf der Welle (1) ein doppelt wirkender Kolben (7) angeordnet ist, der in einem insbesondere durch ein Servosystem (10-13) versorgten Zylinder (8) arbeitet, wobei das eingeschlossene hydraulische Volumen eine beidseitige Arretierung bewirkt.
4. Verbrennungskraftmaschine insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß Drehteil (2) und Kippteil (3) durch ein Druck¬ lager (25,26) miteinander verbunden sind, welches durch ineinandergreifende Ring- und Nutkoppelung bei relativer Verdrehbarkeit der Teile zueinander eine kraftschlüssige Übertragung der Kippbewegung bewirkt.
Verbrennungskraftmaschine nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß das Kippteil (3) durch einen Führungshebel (2 a) am Verdrehen gehindert wird. welcher die Taumelbewegung als Schwenkbewegung mit¬ macht und am Motorgehäuse (9) bzw. am Kippteil (3) angelenkt ist.
6. Verbrennungskraftmaschine nach einem der Ansprüche 4 oder 5, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen Ring und Nut ein gewisses axiales Spiel (0,05 - 0,07 mm) herrscht, welches durch die einseitige Belastung eine ölkeilbildung für die Schmierung bewirkt.
Verbrennungskraftmaschine insbesonderenach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß am Drehteil (2) eine die Zentripetalkräfte weit¬ gehend ausgleichende Masse (19) angreift.
Verbrennungskraftmaschine nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß die Lage der Ausgleichsmasse (19) bei der Veränderung der TaumelScheibenschräglage über die Welle (1) entsprechend änderbar ist.
9. Verbrennungskraftmaschine nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, daß die Lageänderung mittels eines Hebels (20) erfolgt, der von der Welle (1) angelenkt wird.
10. Verbrennungskraftmaschine nach einem der vorher¬ gehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß am Drehteil (2) ein Anlenklager (Bolzen) (16) ange¬ ordnet ist, welches über Schubhebel (14) durch ein die Welle (1) axialführendes Hauptlager (15) fixiert ist, welches mit der Welle (1) umläuft und im Ge¬ häuse (9) axial unverschiebbar gelagter ist.
11. Verbrennungskraftmaschine nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, daß auf dem Bolzen (16) auch die Ausgleichsmasse (19) schwenkbar ist.
12. Verbrennungskraftmaschine nach Anspruch 10 oder 11, dadurch gekennzeichnet, daß die Schubhebel (14) auf der Anlenkseite (17) zum Hauptlager (15) hin mit Gegengewichten (22) für den Massenausgleich versehen sind.
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Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US4897490A (en) * 1987-02-25 1990-01-30 Bristol-Meyers Company Antihypercholesterolemic tetrazole compounds
US5079996A (en) * 1991-01-08 1992-01-14 General Motors Corporation Positive displacement control for a variable displacement compressor

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
GB212884A (en) * 1923-03-16 1925-05-18 Paul Gaston Gerardin Improvements in and relating to swash plate pumps and motors
DE534598C (de) * 1930-02-04 1931-09-29 Max Szombathy Selbsttaetige Regelung von Brennkraftmaschinen mit Schraegscheibenantrieb durch gemeinsame Verstellung des Hubes und der Verdichtung
DE1576187A1 (de) * 1967-07-26 1970-05-27 Pattas Dr Ing Konstantin Taumelscheiben-Brennkraftmaschine
FR2277233A1 (fr) * 1974-07-05 1976-01-30 Girodin Marius Moteur a cylindree variable

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
GB212884A (en) * 1923-03-16 1925-05-18 Paul Gaston Gerardin Improvements in and relating to swash plate pumps and motors
DE534598C (de) * 1930-02-04 1931-09-29 Max Szombathy Selbsttaetige Regelung von Brennkraftmaschinen mit Schraegscheibenantrieb durch gemeinsame Verstellung des Hubes und der Verdichtung
DE1576187A1 (de) * 1967-07-26 1970-05-27 Pattas Dr Ing Konstantin Taumelscheiben-Brennkraftmaschine
FR2277233A1 (fr) * 1974-07-05 1976-01-30 Girodin Marius Moteur a cylindree variable

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US4897490A (en) * 1987-02-25 1990-01-30 Bristol-Meyers Company Antihypercholesterolemic tetrazole compounds
US5079996A (en) * 1991-01-08 1992-01-14 General Motors Corporation Positive displacement control for a variable displacement compressor

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