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Kurbelwellenlagerung bei hochaufgeladenen Brennkraftmaschinen
DieErfindung betrifft eine Kurbelwellenlagerung für hochaufgeladene Brennkraftmaschinen, insbeson- dere Dieselmotoren mit einer Reihe oder mehreren Reihen angeordneten, zueinander geneigten Arbeits- zylindern.
Bei Brennkraftmaschinen, die mit Ansaugung der Ladung arbeiten, ergibt sich der Abstand der ein- zelnen Zylinder, wenn diese in einer Reihe oder mehreren Reihen angeordnet sind, allein durch die Ab- messungen der Arbeitszylinder und deren Zylinderköpfe. Der Abstand der Arbeitszylinder ist abhängig von der Art der Kühlung der Brennkraftmaschine. Bei Wasserkühlung muss zwischen den einzelnen Zylindern
Platz für die Kühlmäntel sein. Bei luftgekühlten Brennkraftmaschinen muss zwischen den einzelnen Zy- lindern genügend Querschnitt sein für den Durchsatz der Kühlluft. Für die Bemessung der Kurbelwelle einer solchen Brennkraftmaschine bestehen überhaupt keine Schwierigkeiten. Die Zylinderabstände rei- chen immer aus für eine genügende Dimensionierung der Kurbelwelle.
Man kann beobachten, dass Brenn- kraftmaschinen der vorbeschriebenen Art Kurbelwellen haben, bei denen die Durchmesser der Grundlagerzapfen gleich oder nur wenig grösser sind als die Durchmesser der Kurbelzapfen.
Die konstruktive Gestaltung der Kurbelwelle einer Brennkraftmaschine hängt natürlich auch von der Ausbildung des Kurbelgehäuses ab. Meistens wird das Kurbelgehäuse gebildet von dem Maschinengestell und einer unter demselben angeordneten Kurbelwanne. Bei solchen Kurbelgehäusen findet in der Regel eine Kurbelwelle Anwendung, deren Lagerzapfen etwa gleichen Durchmesser haben. Es sind aber auch sogenannte tunnelförmige Kurbelgehäuse bekannt, die keine Teilfuge haben. Bei ihnen muss die Kurbelwelle für den Ein- und Ausbau axial ein-bzw. ausgeschoben werden. Dies erfordert einen Durchmesser für die Grundlagerzapfen, deren äussere Kreisabmessung die radiale Erstreckung der Kurbelzapfen in sich einschliesst. Die grossen Durchmesser der Grundlagerzapfen erfordern wegen der hohen Gleitgeschwindigkeit zur Verringerung der Reibung eine Lagerung auf Wälzkörper.
Kurbelwellen für solche Brennkraftmaschinen haben keine Kurbelwange. Die Kurbelwange ist als Lagerscheibe ausgebildet, an deren Seiten die Kurbelzapfen herauswachsen.
Bei hochaufgeladenen Brennkraftmaschinen liegen die Verhältnisse in bezug auf den Abstand der einzelnen Zylinder ganz anders. Abgesehen von der wesentlich höheren Belastung, welche die Kurbelwelle durch die Hochaufladung erfährt, liegen für die Bemessung der Kurbelwelle Vorschriften ; beispielsweise von Schiffahrtgesellschaften vor, nach denen eine bestimmte spezifische Beanspruchung nicht überschritten werden darf, eine weitere Einschränkung liegt darin, dass für bestimmte Abmessungen und Stückzahlen eine im Gesenk geschmiedete Welle nicht wirtschaftlich ist und damit die Möglichkeit wegfällt, höher legierte Werkstoffe zu verwenden, um höhere Materialfestigkeiten auszunutzen.
Hieraus ergibt sich, dass der Abstand der einzelnen Zylinder nicht mehr durch die Zylinderkonstruktion, sondern durch die Kurbelwellendimensionierung gegeben ist, wenn man die Kurbelwelle nach der bei Brennkraftmaschinen mit Ansaugung der Ladung üblichen Bauform ausbildet.
Eine Folge davon ist natürlich eine unerwünschte Verlängerung der ganzen Brennkraftmaschine. Aus vorstehendem ergibt sich nunmehr die Aufgabe, eine Kurbelwellenlagerung für hochaufgeladenebrenn- kraftmaschinenjinsbesondere Dieselmotoren mit in einer Reihe oder in mehreren Reihen angeordneten, zueinander geneigten Arbeitszylindern zu schaffen, bei der die Kurbelwangen als Wellengrundlagerzapfen mit Gleitlagern ausgebildet sind und einen grösseren Durchmesser haben als die als Gleitlager ausgebilde-
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ten Kurbelzapfen und die es trotzdem erlaubt, die Arbeitszylinder derselben nur mit dem Abstand voneinander anzuordnen, der durch die Zylinder-und Zylinderkopfkonstruktion bedingt ist.
Diese Aufgabe
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und dass die bei Einhaltung dieser Verhältniswerte sich ergebenden schmalen Wellengrundlagerzapfen in an sich bekannter Weise mit den Kurbelzapfen durch gekröpfte Verlängerungen der Kurbelzapfen ver- bunden sind.
Durch die Erfindung ergibt sich eine Kurbelwelle von grosser Biege- und Verdrehfestigkeit. Sie ist auch als leichte Kurbelwelle anzusehen, weil die Kurbelwangen im Verhältnis zu andern Kurbelwellen, wegen der kurzen Entfernung, die sie zwischen Grundlagerzapfen und Kurbelzapfen überbrücken müssen, klein sind. Die erfindungsgemässe Vergrösserung des Durchmessers des Grundlagerzapfens gibt eine starke Überdeckung des Kurbelzapfens, wodurch es möglich ist, den Verbindungsquerschnitt zwischen Grundla- gerzapfen und Kurbelzapfen entsprechend den erforderlichen Widerstandsmomenten auszubilden. Der
Durchmesser der Grundlagerzapfen ist bei der erfindungsgemässen Kurbelwelle noch nicht so gross, dass durch Gleitlager nicht beherrschbare Gleitgeschwindigkeiten auftreten.
Es können daher gemäss der Er- findung einfache Gleitlager Anwendung finden, deren Gleitgeschwindigkeit nicht höher als das 1, 3 bis
2, 0-fache der mittleren Kolbengeschwindigkeit ist.
In der Zeichnung sind zwei Ausführungsformen der Erfindung beispielsweise dargestellt.
Die Fig. 1 veranschaulicht in schematischer Darstellung, soweit es zur Erläuterung der Erfindung erforderlich ist, den Teil einer Brennkraftmaschine im senkrechten Längsschnitt, der die Lagerung einer
Kröpfung der Kurbelwelle im Kurbelgehäuse zeigt, u. zw. für eine Brennkraftmaschine, bei der an den
Kurbelzapfen eine Pleuelstange angreift. Fig. 2 zeigt sinngemäss dasselbe wie Fig. 1, jedoch für eine Brennkraftmaschine, bei der an jedem Kurbelzapfen zwei Pleuelstangen angreifen, so wie dies bei einer Brennkraftmaschine mit in V-Form angeordneten Zylindern vielfach der Fall ist.
Nach Fig. 1 werden die Kurbelwellenlager l durch den Kurbelgehäuseoberteil 2 und den Kurbelge- häuseunterteil 3 gebildet. Es sind einfache Gleitlager, in denen die Kurbelwellenlagerzapfen 4 gelagert sind. Die Kurbelzapfen sind mit 5 bezeichnet. Die Kurbelwelle weist die Besonderheit auf, dass das Verhältnis des Durchmessers der Wellengrundlagerzapfen zum Kurbelradius"r"etwa 2, 4 beträgt. Das Verhältnis kann im Rahmen der Erfindung etwa zwischen 1, 7-2, 6 schwanken. Zwischen den durch diese Verhältnisse sich ergebenden schmalen Wellengrundlagerzapfen 4 und den Kurbelzapfen 5 sind als kurze Arme ausgebildete Kurbelwangen 6 angeordnet. Das Verhältnis des Durchmessers der Wellengrundlagerzapfen 4 zum Durchmesser der Kurbelzapfen beträgt etwa 2. Es kann bis etwa 1, 4 vermindert werden.
Durch die besondere Ausbildung der Kurbelwelle ist in vorteilhafter Weise ein Abstand der Arbeitszylinder der Brennkraftmaschine von 1, 3 bis 1, 5 D möglich, wobei D den Durchmesser der Arbeitskolben bedeutet.
Die für den Ausgleich der Massenkräfte an der KurbelwellenotwendigenGegengewichtesind mit 7 bezeichnet. Sie liegen in der Betriebsebene der Kurbelwangen 6 und sind an den Seitenflächen der Wellengrundlagerzapfen 4 durch Schrauben 8 befestigt. Die auf den Kurbelzapfen sitzenden Pleuelstangen sind mit 9 bezeichnet.
Die Ausführungsform nach Fig. 2 unterscheidet sich von der nach Fig. 1 nur dadurch, dass auf dem Kurbelzapfen 10 zwei Pleuelstangen 11 und 12 sitzen, welche die Pleuelstangen von zwei gegenüberliegenden Arbeitszylindern einer V-förmigen Brennkraftmaschine sind.
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Crankshaft bearings in highly charged internal combustion engines
The invention relates to a crankshaft bearing for highly charged internal combustion engines, in particular diesel engines with one or more rows of mutually inclined working cylinders.
In the case of internal combustion engines that work with suction of the charge, the distance between the individual cylinders, if these are arranged in a row or several rows, is determined solely by the dimensions of the working cylinders and their cylinder heads. The distance between the working cylinder depends on the type of cooling of the internal combustion engine. In the case of water cooling, between the individual cylinders
There should be space for the cooling jackets. In air-cooled internal combustion engines, there must be a sufficient cross section between the individual cylinders for the throughput of the cooling air. There are no difficulties whatsoever for dimensioning the crankshaft of such an internal combustion engine. The cylinder distances are always sufficient for sufficient dimensioning of the crankshaft.
It can be observed that internal combustion engines of the type described above have crankshafts in which the diameter of the main bearing journals are the same or only slightly larger than the diameter of the crank journals.
The structural design of the crankshaft of an internal combustion engine naturally also depends on the design of the crankcase. The crankcase is usually formed by the machine frame and a crankcase arranged below it. In such crankcases, a crankshaft is generally used, the bearing journals of which have approximately the same diameter. However, so-called tunnel-shaped crankcases are also known which have no parting line. With them, the crankshaft must be axially installed or removed for installation and removal. be pushed out. This requires a diameter for the main bearing pin, the outer circular dimension of which includes the radial extension of the crank pin. Because of the high sliding speed, the large diameters of the main bearing journals require mounting on rolling elements to reduce friction.
Crankshafts for such internal combustion engines do not have a crank web. The crank web is designed as a bearing washer, on the sides of which the crank pins grow out.
In the case of highly charged internal combustion engines, the situation with regard to the distance between the individual cylinders is quite different. Apart from the much higher load that the crankshaft experiences from supercharging, there are regulations for the dimensioning of the crankshaft; for example by shipping companies, according to which a certain specific load must not be exceeded, another restriction is that for certain dimensions and quantities, a drop-forged shaft is not economical and thus the possibility of using higher-alloyed materials is no longer available Exploit material strengths.
This means that the distance between the individual cylinders is no longer given by the cylinder design, but by the dimensioning of the crankshaft, if the crankshaft is designed according to the usual design for internal combustion engines with suction of the charge.
One consequence of this is, of course, an undesirable lengthening of the entire internal combustion engine. From the foregoing, the task now arises of creating a crankshaft bearing for highly charged internal combustion engines, in particular diesel engines with working cylinders arranged in a row or in several rows and inclined towards one another, in which the crank webs are designed as shaft base journals with slide bearings and have a larger diameter than those as slide bearings trained
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th crank pin and which nevertheless allows the working cylinders of the same to be arranged only at the distance from one another, which is due to the cylinder and cylinder head construction.
This task
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and that the narrow shaft base journals that result when these ratio values are observed are connected to the crank journals in a manner known per se by cranked extensions of the crank journals.
The invention results in a crankshaft of great flexural strength and torsional strength. It is also to be regarded as a light crankshaft because the crank webs are small in relation to other crankshafts because of the short distance that they have to bridge between the main bearing journal and the crank journal. The enlargement of the diameter of the base bearing pin according to the invention provides a strong overlap of the crank pin, which makes it possible to design the connecting cross-section between the base bearing pin and the crank pin according to the required moments of resistance. Of the
In the crankshaft according to the invention, the diameter of the main bearing journals is not yet so large that sliding speeds that cannot be controlled by sliding bearings occur.
According to the invention, simple plain bearings can therefore be used, the sliding speed of which is not higher than the 1, 3 to
2.0 times the mean piston speed.
In the drawing, two embodiments of the invention are shown for example.
Fig. 1 illustrates in a schematic representation, insofar as it is necessary to explain the invention, the part of an internal combustion engine in vertical longitudinal section, the storage of a
Crank of the crankshaft in the crankcase shows u. zw. For an internal combustion engine in which to
Crank pin engages a connecting rod. FIG. 2 shows the same as FIG. 1, but for an internal combustion engine in which two connecting rods engage each crank pin, as is often the case with an internal combustion engine with cylinders arranged in a V shape.
According to FIG. 1, the crankshaft bearings 1 are formed by the upper crankcase part 2 and the lower crankcase part 3. They are simple plain bearings in which the crankshaft journals 4 are mounted. The crank pins are labeled 5. The special feature of the crankshaft is that the ratio of the diameter of the shaft base journal to the crank radius "r" is approximately 2.4. The ratio can fluctuate approximately between 1.7-2.6 within the scope of the invention. Crank webs 6 designed as short arms are arranged between the narrow shaft base bearing journals 4 resulting from these relationships and the crank journals 5. The ratio of the diameter of the shaft base journal 4 to the diameter of the crank journal is about 2. It can be reduced to about 1.4.
Due to the special design of the crankshaft, a distance between the working cylinders of the internal combustion engine of 1.3 to 1.5 D is advantageously possible, where D denotes the diameter of the working piston.
The counterweights required to balance the inertia forces on the crankshaft are indicated by 7. They lie in the operating plane of the crank webs 6 and are fastened to the side surfaces of the shaft base journal 4 by screws 8. The connecting rods sitting on the crank pin are denoted by 9.
The embodiment of FIG. 2 differs from that of FIG. 1 only in that two connecting rods 11 and 12 sit on the crank pin 10, which are the connecting rods of two opposite working cylinders of a V-shaped internal combustion engine.