DE4135386C2 - - Google Patents

Description

Die Erfindung betrifft Zweitakt-Gegenkolbenmotoren, insbesondere Dieselmo­ toren, bei denen die beiden gegenläufig zusammenwirkenden Kolben über di­ rekte Kraftflußglieder, wie z. B. Pleuelstangen oder Teile eines Kurbel­ schleifentriebs, auf eine gemeinsame Kurbelwelle wirken, deren Drehachse die Zylinderachse rechtwinklig schneidet oder kreuzt, wobei die Kurbelwelle drei Kurbelzapfen aufweist, von denen der mittlere mit dem kurbelwellennahen Kolben und die beiden dazu etwa um 180° Kurbelwinkel versetzt angeordneten äußeren Kurbelzapfen mit dem kurbelwellenfernen Kolben ver­ bunden sind.

Zweitakt-Gegenkolbenmotoren der genannten Bauart werden z. B. in den Pa­ tentschriften DE-PS 66 961, US 11 71 854, DE-PS 3 77 315, DE-PS 7 31 039 und DE-PS 3 71 100 beschrieben. Dabei ist es prinzipiell bekannt, Einlaß- und Auslaßkolben im Durchmesser und/oder Hub unterschiedlich auszuführen. Weiterhin ist es aus der US 11 71 854 bekannt, den Auslaßkolben als kurbelwellenfernen Kolben anzuordnen und im Durchmesser kleiner auszuführen als den Einlaßkolben.

Ein Hauptfaktor für die Qualität eines Zweitaktmotors ist die Qualität der Spülung. Bei der hier vorliegenden Gleichstrom-Drallspülung bewegt sich die Spülströmung, wenn der Spüldrall groß ist (d. h. wenn die Tangential­ komponente der Spülströmung überwiegt), vor allem entlang der Zylinder­ wand. Dies ist insofern günstig, als dadurch die Vermischung der kühlen, spezifisch schweren Spülluft mit dem heißen, spezifisch leichten Restgas im Zylinder wirksam gehemmt wird.

Bei gleichgroßem Durchmesser des Einlaß- und des Auslaßkolbens ist es jedoch nachteilig, daß der rotierende wandnahe Spülstrom infolge der Fliehkraft sich axial schnell bis zu den Auslaßschlitzen ausbreitet und durch diese abfließt, während ein heißer Restgaskern von erheblichem Durchmesser im Zylinder verbleibt. Um diesen ungünstigen Effekt gering zu halten, darf der Spüldrall nur mäßig sein. Dabei tritt jedoch an der Spülfront eine starke Vermischung zwischen Spülluft und Restgas ein. Sowohl diese Vermischung bei mäßigem Spüldrall als auch die genannte Voreilung des Spülstroms an der Zylinderwand bei hohem Spüldrall mindern die Qualität der Spülung.

Um beide Effekte gering zu halten und eine hohe Qualität der Spülung zu erreichen, müssen bei gleichgroßem Durchmesser des Einlaß- und des Auslaßkolbens der Verbrennungsraum (= Raum zwischen den beiden Kolbenböden im Gaswechseltotpunkt) im Verhältnis zum Zylinderdurchmesser lang, die Spülschlitze im Verhältnis zum Zylinderdurchmesser hoch und der Spüldrall mäßig sein.

Der mäßige Spüldrall ist jedoch für die Verbrennung im Zylinder ungünstig. Wenn der Brennraumdurchmesser gleich dem Zylinderdurchmesser ist, ergibt sich dadurch eine träge Verbrennung mit ungünstigem thermischem Wirkungs­ grad. Um eine schnellere Verbrennung zu erreichen, müssen entweder zwei oder mehr Einspritzdüsen auf dem Umfang des Zylinders verteilt angeordnet werden oder, wenn nur eine Einspritzdüse angeordnet werden soll, muß der Brennraumdurchmesser wesentlich kleiner als der Zylinderdurchmesser und somit im Kolben angeordnet sein, damit sich eine ausreichend große Drall­ zahl im Brennraum ergibt. Im letzteren Fall ist jedoch der Brennraum unge­ spült.

Aufgrund dieser Zusammenhänge muß, wenn eine hohe Spülqualität erreicht werden soll, bei gleichgroßem Durchmesser des Einlaß- und des Auslaßkol­ bens der Hub des Einlaß- und des Auslaßkolbens zusammengenommen möglichst groß im Verhältnis zum Zylinderdurchmesser sein, wobei aber auch dies den Zielkonflikt zwischen der für die Spülung und für die Verbrennung optimalen Größe des Spüldralls nicht aufhebt. Mit zunehmender Langhubigkeit wächst aber bekanntlich die Bauhöhe, die Masse und der Herstellungsaufwand des Motors, und für den kurbelwellennahen Kolben wird schon bei einem nur wenig über 1 liegenden Hub-Bohrungsverhältnis eine natürliche Grenze erreicht, oberhalb derer der Bewegungsraum der Pleuelstange so weit in die Zylinderlauffläche einschneidet, daß bei Zweitaktmotoren mit Ölabstreifring am unteren Kolbenende eine progressive Zunahme der Bauhöhe mit dem Hub und weitere Nachteile auftreten.

Um auch mit einem Hub-Bohrungsverhältnis von nur wenig über 1 am kurbel­ wellennahen Kolben einen für eine hohe Spülqualität ausreichend langen Verbrennungsraum im Verhältnis zum Zylinderdurchmesser zu erhalten, muß auch der Hub des kurbelwellenfernen Kolbens etwa so groß wie der des kur­ belwellennahen Kolbens sein, wie es bei den ausgeführten Motoren dieser Bauart der Fall ist.

Dies hat jedoch große Nachteile zur Folge. Es ergibt sich dadurch außer einer großen Bauhöhe des Motors ein sehr schweres und dabei wenig steifes Triebwerk für den kurbelwellenfernen Kolben, das großen Beschleunigungen unterliegt und große Massenkräfte verursacht. Dabei muß wegen des Massenausgleichs auch das Triebwerk des kurbelwellennahen Kolbens unnötig schwer ausgeführt werden. Die infolge der langen Kraftflußlänge relativ geringe Steifigkeit des Triebwerks des kurbelwellenfernen Kolbens begünstigt starke Triebwerkschwingungen bei schnellem Verbrennungsdruckanstieg. Die Massenkraft der sehr langen Pleuelstangen am kurbelwellenfernen Kolben hat eine große Biegewechselbeanspruchung am Pleuelstangenschaft und große, die Kolbenreibung erhöhende Querkräfte am Kolben zur Folge.

In der US 11 71 854 wird vorgeschlagen, den Auslaßkolben im Durchmesser kleiner als den Einlaßkolben auszuführen, um eine gleichgroße Gesamtmasse von Pleueln und Kolben am Einlaß- und am Auslaßkolben zu erreichen. Durch dieses Merkmal werden die angeführten Nachteile gemindert, aber nicht beseitigt.

Bei einem Gegenkolbenmotor mit gleichgroßem Durchmesser des Einlaß- und Auslaßkolbens heben sich die von den Kolben auf die Kurbelzapfen übertragenen Gaskräfte zu jedem Zeitpunkt gegenseitig auf. Die Kurbelwellenhauptlager dienen dabei im wesentlichen nur zur Schmierölzuführung und zur Lagefixierung der Kurbelwelle im Kurbelgehäuse. Es ist bekannt, die Hauptlager beiderseitig außerhalb der äußeren Kurbelzapfen unter Zwischenschaltung von Kurbelwangen anzuordnen und sie in kostengünstigster Weise als Gleitlager auszuführen.

Ein grundsätzlicher Nachteil dieser bekannten Hauptlageranordnung bei gleitgelagerter Ausführung ist der große Abstand der Hauptlager von der Zylinderachse, der schon bei einem Einzylindermotor eine relativ lange und wenig biegesteife Kurbelwelle mit niedriger Biegeeigenfrequenz und bei Mehrzylinderanordnung außerdem einen übermäßig großen Zylinderabstand oder die bekannte Anordnung einer sehr aufwendigen Wälzlagerung zwischen den Zylindern bedingt.

Wenn der kurbelwellenferne Kolben, wie in der US 11 71 854 vorgeschlagen, im Durchmesser kleiner als der Einlaßkolben ausgeführt wird, ergibt sich eine Differenzkraft zwischen den beiden Kolben, die von den Hauptlagern aufgenommen werden muß. Wegen des großen Abstands der Hauptlager vom mittleren Kurbelzapfen ergibt sich dadurch eine hohe Biegebeanspruchung und eine starke Anregung zu Biegeschwingungen der wenig biegesteifen Kurbelwelle. Dies erfordert eine Verstärkung der Kurbelwelle, was einen noch größeren Masse- und Raumbedarf und größere Lagerreibung zur Folge hat.

Aufgrund der dargelegten Zusammenhänge ist die im Oberbegriff genannte Motorbauart in der bekannten Form nicht für große Schnelläufigkeit geeignet. Die ausgeführten Motoren erreichen nur mäßige Drehzahl bei relativ hohem Masse- und Raumbedarf und konnten sich deshalb nicht durchsetzen.

Aufgabe der Erfindung ist es, die genannte Motorbauart unter Beibehaltung ihrer prinzipiellen Einfachheit dahingehend weiterzuentwickeln, daß die genannten Nachteile vermieden und stattdessen insbesondere folgende Eigen­ schaften erreicht werden:

• - Kompakte Bauweise mit geringem Masse- und Raumbedarf sowohl in Richtung der Zylinder- als auch der Kurbelwellenachse und niedrigem Bauaufwand
• - Eignung für Mehrzylinderausführung
• - Hohe Steifigkeit des Triebwerks zur Eignung für hohe Drehzahl und hohe spezifische Leistung
• - Trotz kurzhubiger Auslegung eine hohe Qualität der Spülung und der Verbrennung

Zur Erreichung der ersten drei angestrebten Eigenschaften wird vorgeschlagen, daß der Auslaßkolben im Hub wesentlich kleiner als der Einlaßkolben ist und daß die Hauptlagerzapfen der Kurbelwelle, mindestens aber ein Hauptlagerzapfen, zwischen dem mittleren und den äußeren Kurbelzapfen angeordnet sind.

Als vorteilhafte Weiterbildung wird vorgeschlagen, daß der Hub des Auslaßkolbens kleiner als der Durchmesser der äußeren Kurbelzapfen, insbesondere des abtriebseitigen Kurbelzapfens, ist.

Als weitere vorteilhafte Ausbildung wird außerdem vorgeschlagen, daß der Hub des Auslaßkolbens 0,35 bis 0,5mal so groß wie der des Einlaßkolbens ist.

Um auch noch die vierte angestrebte Eigenschaft zu erreichen, wird außerdem vorgeschlagen, daß der Auslaßkolben im Durchmesser kleiner als der Einlaßkolben ist, und zwar vorzugsweise 0,75 bis 0,9mal so groß wie der des Einlaßkolbens.

In Verbindung mit diesem Merkmal wird weiterhin vorgeschlagen, daß zwischen den Hubräumen des Einlaß- und Auslaßkolbens ein im wesentlichen scheibenförmiger Verdichtungsraum (Brennraum) angeordnet ist, dessen Durchmesser gleich oder ungefähr gleich dem Durchmesser des Auslaßzylinders ist.

Die erfindungsgemäße Anordnung der Hauptlager zwischen dem mittleren und den äußeren Kurbelzapfen ist mit Gleitlagern praktisch nur möglich in Verbindung mit dem vorgeschlagenen geringen Auslaßkolbenhub.

Da dieser Bereich bei der bekannten Bauart von der Kurbelwange zur steifen Verbindung zwischen dem mittleren und dem äußeren Kurbelzapfen ausgefüllt wird, wäre bei dieser Bauart hier nicht genügend Platz für die Anordnung eines Hauptlagerzapfens und beiderseitig je einer Kurbelwange zur Verbindung mit dem mittleren und dem äußeren Kurbelzapfen.

Hierbei ist zu berücksichtigen, daß ein Gleitlager umso ungünstiger und problematischer wird, je geringer seine Breite im Verhältnis zum Durchmesser ist. Ein die Kurbelwange übergreifender Gleitlagerzapfen mit übermäßig großem Duchmesser wäre zwar auch bei der bekannten Anordnung zwischen dem mittleren und dem äußeren Kurbelzapfen unterzubringen; das Lager würde aber sehr große Reibungsverluste und eine große Antriebsleistung der Ölpumpe für die Schmierölzuführung verursachen.

Aufgrund des erfindungsgemäß vorgesehenen geringen Auslaßkolbenhubs ergibt sich eine so große Durchmesserüberschneidung zwischen dem Hauptlagerzapfen und dem äußeren Kurbelzapfen, daß die Kurbelwange zwischen diesen beiden Lagerzapfen sehr schmal sein oder ganz entfallen kann. Infolgedessen verbleibt zwischen dem Hauptlagerzapfen und dem mittleren Kurbelzapfen genügend Raum für eine steife Kurbelwange.

Eine ausreichende Durchmesserüberschneidung wird dadurch sichergestellt, daß der Auslaßkolbenhub kleiner als der Durchmesser der äußeren Kurbelzapfen, insbesondere des abtriebseitigen Kurbelzapfens, ist. Dadurch verläuft die Kurbelwellendrehachse innerhalb der äußeren Kurbelzapfen. Bei Einhaltung dieser Bedingung ist die vorgeschlagene Anordnung der Hauptlager zwischen dem mittleren und den äußeren Kurbelzapfen praktisch mit nahezu minimalen Zapfendurchmessern und somit geringen Reibverlusten möglich.

Die Einhaltung dieser Bedingung ergibt als weiteren Vorteil, daß sich auch die äußeren Fortsetzungen der Kurbelwelle mit sehr schmalen oder ohne Kurbelwangen unmittelbar an die äußeren Kurbelzapfen anschließen können. Somit ergibt sich auch in Richtung der Kurbelwellendrehachse eine außerordentlich kompakte Bauweise.

Durch die vorgeschlagene Verlegung der Hauptlager nach innen werden der Stützabstand und das Biegemoment in der Kurbelwelle wesentlich kleiner und die Biegesteifigkeit und Biegeeigenfrequenz der Kurbelwelle um ein Mehrfaches größer als bei der bekannten Bauart.

Die durch die Erfindung erreichte extreme Leichtbauweise der Kurbelwelle erlaubt auch die ökonomische Verwendung sehr hochwertigen Werkstoffs für die Kurbelwelle, so daß die Lagerzapfendurchmesser und damit der Masse- und Raumbedarf und die Reibverlustleistung des Motors noch zusätzlich vermindert werden können.

Durch die Verringerung des Auslaßkolbendurchmessers gegenüber dem Einlaß­ kolbendurchmesser wird erreicht, daß der wandnah rotierende Spülstrom nicht mehr ungehindert zu den Auslaßschlitzen vorauseilen kann. Er wird vielmehr am Übergang zwischen dem Einlaß- und dem Auslaßzylinder gestaut, bevor er in den Auslaßzylinder eintreten kann, wodurch sich die radiale Dicke des rotierenden Wandstroms im Einlaßzylinder wesentlich vergrößert und der Durchmesser des verbleibenden Restgaskerns abnimmt. Ein hoher Spüldrall bewirkt dabei kein wesentlich beschleunigtes Vordringen des Wandstromes zu den Auslaßschlitzen und somit auch keine Verminderung des Spülwirkungsgrades. Die Spülschlitze können niedrig und der Spüldrall hoch sein ohne Verschlechterung des Spülwirkungsgrades gegenüber der Zylindergeometrie mit langgestrecktem Verbrennungsraum und gleichgroßen Einlaß- und Auslaßkolbendurchmesser. Trotz der im Verhältnis zum Einlaßkolbendurchmesser niedrigeren Spülschlitze kann das für die Spülqualität bedeutende Verhältnis des gesamten Spülschlitzquerschnitts zum Auslaßzylinderquerschnitt größer sein als bei der Zylindergeometrie mit gleichgroßem Durchmesser des Einlaß- und Auslaßkolbens. Die niedrigeren Spülschlitze erlauben bei gleichgroßem Vorauslaßzeitquerschnitt auch entspre­ chend niedrigere Auslaßschlitze, und diese niedrigeren Schlitzhöhen er­ geben einen geringeren Verlust an effektiv wirksamem Hubraum. Dieser Ver­ lust wird außerdem durch den kleineren Anteil des Auslaßkolbenhubs am Ge­ samthub noch zusätzlich verringert. Dies ist darin begründet, daß das Ver­ hältnis Schlitzhöhe zu Hub am Auslaßkolben wesentlich größer, und zwar in der Regel ungefähr doppelt so groß ist wie am Einlaßkolben.

Der Hauptvorteil der Zylindergeometrie mit gegenüber dem Einlaßkolbendurchmesser vermindertem Auslaßkolbendurchmesser besteht darin, daß auch bei einer relativ kurzhubigen Auslegung noch eine ebenso gute Spülqualität wie bei einer langhubig ausgelegten Zylindergeometrie mit gleichgroßem Durchmesser des Einlaß- und Auslaßkolbens erreicht werden kann.

Bei der vorgeschlagenen Anordnung des Brennraums im Übergangsbereich des Auslaßzylinders zum Einlaßzylinder, mit gleichem oder ungefähr gleichem Durchmesser wie der Auslaßzylinder, liegt der Brennraum vollständig im Spülstrom. Die zulässige und praktisch auch leicht erreichbare hohe Drallzahl der Spülströmung im Einlaßzylinder wird beim Eintritt in den Auslaßzylinder aufgrund des Drallgesetzes infolge der Durchmesserverminderung noch weiter erhöht und liegt in dieser Höhe auch während des Verbrennungstotpunkts im Brennraum vor. Aufgrund der hohen Brennraumdrallzahl ist in den meisten Fällen nur eine Einspritzdüse erforderlich. Wegen der Durchmesserverminderung vergrößert sich bei gleichem Verdichtungsverhältnis die Brennraumhöhe, so daß ein zu flacher Brennraum vermieden wird.

Der vorgeschlagene kleine Hub des Auslaßkolbens von 0,35 bis 0,5mal Einlaßkolbenhub ist ein günstiger Kompromiß, bei dem noch ein ausreichend großer Vorauslaßzeitquerschnitt bei nicht zu großer Auslaßvoreilung und nicht zu großem auslaßbedingtem Spülgegendruck erreicht wird. Dabei ist vorausgesetzt, daß der Auslaß erst kurz nach dem Einlaß schließt. Dies bedeutet den Verzicht auf einen Nachladeeffekt durch den Spüldruck, was aber in den meisten Anwendungsfällen, insbesondere in Kraftfahrzeugen, bei denen eine mit der Drehzahl steigende Drehmomentkennlinie unerwünscht ist, kein Nachteil ist.

Der Hub des Auslaßkolbens kann um so kleiner ausgeführt werden, je vollständiger der Umfang des Auslaßzylinders für die Anordnung von Auslaßschlitzen ausgenutzt wird. Für eine maximale Ausnutzung wird weiterhin vorgeschlagen, daß im Auslaßzylinder statt mehrerer durch Stege getrenn­ ter Auslaßschlitze nur ein stegloser, ringförmig um den gesamten Zylin­ derumfang verlaufender Auslaßschlitz angeordnet ist. Für die hierbei be­ sonders schwierige Kolbenabdichtung stellen der vorgeschlagene kleine Auslaßkolbendurchmesser und -hub eine wesentliche Erleichterung dar. Durch die Verminderung des Auslaßkolbenhubs wird die Auslaßkolbenhöhe um den gleichen Betrag, die Kraftflußlänge zwischen Kurbelwelle und Auslaß­ kolbenboden und die Bauhöhe des Motors um den doppelten Betrag vermin­ dert.

Da die translatorischen Massenkräfte des Auslaßtriebwerks wegen des Mas­ senausgleichs genauso groß wie die des Einlaßtriebwerks sein müssen, der Hub des Auslaßkolbens aber z. B. nur 0,4mal so groß wie der des Einlaß­ kolbens ist, muß die translatorische Masse des Auslaßtriebwerks in diesem Fall 2,5mal so groß wie die des Einlaßtriebwerks sein. Aufgrund dessen kann trotz einer etwa doppelt so großen Kraftflußlänge des Auslaßtrieb­ werks durch entsprechend größere Kraftflußquerschnitte eine, bezogen auf die z. B. nur etwa 2/3 so große Kolbenfläche des Auslaßtriebwerks, dem Einlaßtriebwerk etwa ebenbürtige Steifigkeit erreicht werden. Aufgrund der durch die vorgeschlagene Anordnung erreichten, bezogen auf die Kolbenfläche hohen Festigkeit und Steifigkeit des Auslaßtriebwerks kann die vom Einlaßtriebwerk ertragbare hohe Schnelläufigkeit in voller Höhe ausgenutzt werden; sie wird nicht mehr durch das Auslaßtriebwerk be­ grenzt. Dadurch können bei gleicher Leistung alle Abmessungen wesentlich verkleinert, die Drehzahl wesentlich erhöht und somit der Masse- und Raumbedarf und die Herstellungskosten des Motors entsprechend gesenkt werden. Hieraus eröffnet sich auch ein sehr vorteilhafter Einsatz des vor­ geschlagenen Motors in Fahrzeugen und vielen weiteren Anwendungsberei­ chen.

Die vorgeschlagene Anordnung der Kurbelwellenlager und die dazu vorgeschlagene Zylindergeometrie sind jeweils für sich nur mit ungünstigen Auswirkungen verwirklichbar. Wenn sie jedoch, wie vorgeschlagen, miteinander kombiniert werden, wirken sie, wie oben dargelegt wurde, in sehr vorteilhafter Weise zusammen, so daß die angestrebten Eigenschaften erreicht werden, insbesondere kompakte Bauweise sowohl in Zylinder- als auch in Kurbelwellenrichtung, große Steifigkeit und Schnelläufigkeit bei kostengünstiger Leichtbauweise und gute Spül- und Verbrennungsqualität.

Der vorgeschlagene Gegenkolbenmotor hat auch als Mehrzylindermotor wesent­ liche Vorteile gegenüber einem Motor der bekannten Bauart.

Eine besonders vorteilhafte Mehrzylinderanordnung bei dem vorgeschlagenen Motor ergibt die Anordnung von zwei Zylindern, mit oder vorzugsweise ohne Achsenversatz, einander gegenüberliegend beiderseits der Kurbelwelle, wo­ bei ihre einander gegenüberliegenden Einlaß- und Auslaßtriebwerke jeweils auf denselben Kurbelzapfen wirken (180°-V-Motor).

Es können auch mehrere Zylinder oder 180°-V-Zylinderpaare in Richtung der Kurbelwellenachse aneinandergereiht und an ihren äußeren Kurbelzapfen durch eine zwischengeschaltete, vorzugsweise scheibenförmige Kurbelwange geringer Breite verbunden werden. Dabei kann eines der beiden Hauptlager zwischen den beiden Zylinderachsen entfallen. Diese Aneinanderreihung er­ gibt im Unterschied zu der bekannten Bauart einen noch akzeptablen Zylin­ derabstand ohne zusätzlichen Aufwand, wie ihn die bekannte Anordnung ei­ nes Wälzlagers um die scheibenförmige Kurbelwange erfordert. Die Erfindung ermöglicht somit auch eine sinnvolle Anwendung der Reihenbauweise bei ei­ nem Gegenkolbenmotor mit direkter Anlenkung aller Kolben an nur einer Kurbelwelle.

Als weitere vorteilhafte Ausgestaltung der Erfindung wird vorgeschlagen, Kurbelschleifentriebe für das Auslaßtriebwerk zu verwenden. Dabei ist auf jedem äußeren Kurbelzapfen ein geteilter Gleitstein drehbar gelagert, der zugleich in einem Kurbelschleifenrahmen quer zur Zylinderachse verschieb­ bar gelagert ist. Jeder der beiden Kurbelschleifenrahmen ist durch seinen parallel zur Zylinderachse verlaufenden Anschlußarm starr mit dem Auslaß­ kolben verbunden. Die Kurbelschleifenrahmen benötigen dabei außer der Führung durch den Auslaßkolben noch je eine besondere Führung in der Nähe der Kurbelwelle.

Besonders vorteilhaft ist die Verwendung von Kurbelschleifentrieben für den Auslaßkolben beim 180°-V-Motor. Bei diesem genügt ein für beide Aus­ laßkolben gemeinsamer Kurbelschleifenrahmen an jeder Zylinderseite, der über seine beiden zueinander entgegengesetzt gerichteten Anschlußarme die beiden Auslaßkolben starr miteinander verbindet und infolgedessen keiner­ lei zusätzliche Führung benötigt.

Die besondere Eignung des Kurbelschleifentriebs für das Auslaßtriebwerk bei dem erfindungsgemäßen Motor ergibt sich aus dem relativ kleinen Hub des Auslaßkolbens. Ein Kurvenschleifenrahmen hat naturgemäß eine größere translatorische Masse als ein entsprechendes Pleuel mit Kolbenbolzen. Durch den kleinen Auslaßkolbenhub ist einerseits die Querausdehnung der Gleitführung und damit die translatorische Masse verhältnismäßig klein, andererseits ist die für den Massenausgleich erforderliche Sollmasse des Kurbelschleifenrahmens verhältnismäßig groß. Aufgrund dessen kann sogar bei einer kostengünstigen Ausbildung des Kurbelschleifenrahmens als Guß­ teil das Einlaßtriebwerk optimal leicht dimensioniert und seine ertragba­ re Schnelläufigkeit in voller Höhe ausgenutzt werden.

Als weitere vorteilhafte Ausgestaltung der Erfindung wird die Verwendung eines Kurbelschleifentriebs für das Einlaßtriebwerk, insbesondere bei ei­ nem 180°-V-Motor, vorgeschlagen. Dabei ist auf dem mittleren Kurbelzapfen ein geteilter Gleitstein drehbar gelagert, der zugleich in einem Kurbel­ schleifenrahmen quer zur Zylinderachse verschiebbar gelagert ist. Der Kurbelschleifenrahmen ist mit den beiden Einlaßkolben starr, vorzugsweise aber einstückig, verbunden. Infolge des vom Kurbelschleifenrahmen in Richtung der Zylinderachse benötigten langen Bewegungsraums würde sich hier, wenn ein Ölabstreifring erforderlich ist, bei der üblichen Anord­ nung des Ölabstreifrings am kurbelwellenseitigen Kolbenende ein wesent­ lich größerer Raumbedarf des Motors in Richtung der Zylinderachse ergeben als bei Verwendung eines Kurbelstangentriebs.

Um dies zu vermeiden, wird vorgeschlagen, daß die inneren Stirnseiten der Hauptlagerzapfen der Kurbelwelle in dem vom mittleren Kurbelzapfen radial abgewandten Bereich einen Abstand von der Zylinderachse haben, der minde­ stens dem Radius des Einlaßkolbens entspricht und daß der Einlaßkolben im Gaswechseltotpunkt in den Raum zwischen diesen beiden Stirnseiten einge­ taucht ist. In Verbindung damit wird vorgeschlagen, daß, wenn ein Ölab­ streifring erforderlich ist, der Ölabstreifring im Einlaßzylinder ange­ ordnet ist und das Öl vom Einlaßkolben abstreift.

Hierdurch kann der Kolbenboden des Einlaßkolbens wesentlich näher an der Kurbelwellendrehachse angeordnet werden, so daß die erforderliche Baulän­ ge in Richtung der Zylinderachse sogar erheblich kleiner ist als bei ei­ nem Motor mit Kurbelstangentrieb. Die erreichbare Einsparung an Baulänge im Vergleich zum Kurbelstangentrieb beträgt etwa die Hälfte des Einlaß­ kolbenhubs.

Die hier vorgeschlagene Ausbildung der Kurbelwelle, normalerweise in Ver­ bindung mit der dazu vorgeschlagenen Anordnung eines Ölabstreifrings, ist auch beim Einzylindermotor oder Mehrzylinder-Reihenmotor anwendbar, wenn der Kurbelschleifenrahmen, vorzugsweise an seinem vom Einlaßkolben abge­ wandten Ende, zusätzlich geführt wird. Sie ist auch in Verbindung mit dem Kurbelstangentrieb prinzipiell verwendbar, hier aber in den meisten Fäl­ len kaum vorteilhaft.

Nachstehend wird die Erfindung anhand mehrerer gezeichneter Ausführungs­ beispiele veranschaulicht. Es zeigen

Fig. 1 einen Einzylinderdieselmotor mit Kurbelstangentrieb für Einlaß- und Auslaßkolben,

Fig. 2 die Kurbelwellenanordnung eines Zweizylinder-Reihenmotors mit Kurbelstangentrieb für Einlaß- und Auslaßkolben,

Fig. 3 und 4 einen Zweizylinder-180°-V-Dieselmotor mit Kurbelschleifen­ trieb für Einlaß- und Auslaßkolben.

Dabei werden die folgenden Bezugszeichen und ihre Bezeichnungen gewählt:

 1 - Zylinderblock
 1* - Zylinderachse
 1a - Einlaßzylinder
 1b - Auslaßzylinder
 1c - Verdichtungsraum (Brennraum)
 2, 2a, 2b - Einlaßkolben
 2c - Kurbelschleifenrahmen (für Einlaßkolben)
 3 - Auslaßkolben
 3a - Spülgebläsekolben
 4* - Kurbelwellendrehachse
 4a - mittlerer Kurbelzapfen
 4b - Hauptlagerzapfen (abtriebseitig)
 4c - Hauptlagerzapfen
 4d - äußerer Kurbelzapfen (abtriebseitig)
 4e - äußerer Kurbelzapfen
 4f - Anschlußzapfen (abtriebseitig)
 4g - Kurbelwange (am mittleren Kurbelzapfen)
 4h - Kurbelwange (am äußeren Kurbelzapfen innen)
 4i - Kurbelwange (am äußeren Kurbelzapfen außen)
 4j - innere Stirnseite (des Hauptlagerzapfens)
 5 - Einlaßpleuel
 6 - Auslaßpleuel
 7 - Schwungrad
 8 - Zahnrad
 9 - Ölpumpe
10 - Einspritzpumpennocken
11 - Kraftstoffeinspritzpumpe
12 - Antriebsrad für Nebenaggregate
13 - Kurbelwange (zwischen zwei Zylindern)
14 - Gleitstein (für Einlaßkurbelschleifentrieb)
15 - Gleitstein (für Auslaßkurbelschleifentrieb)
16 - Kolbenring
17 - Kurbelschleifenrahmen (für Auslaßkolben)
18 - Ölabstreifring

Bei dem Motor in Fig. 1 ist der Durchmesser des Auslaßkolbens (3) 0,866mal und der Hub 0,4mal so groß wie der des Einlaßkolbens (2). Die Kur­ belwelle hat einen mittleren Kurbelzapfen (4a) für das Einlaßpleuel (5) und zwei äußere Kurbelzapfen (4d, 4e) für die beiden langen Auslaßpleuel (6). Zwischen dem mittleren und den beiden äußeren Kurbelzapfen ist je ein sehr schmaler Hauptlagerzapfen (4b und 4c) angeordnet. Da der Auslaß­ kolbenhub kleiner als der Durchmesser der äußeren Kubelzapfen ist, liegt die Kurbelwellendrehachse (4*) innerhalb des Kurbelzapfenquerschnitts. Infolgedessen ist die Durchmesserüberschneidung insbesondere zwischen dem abtriebseitigen Kurbel- (4d) und Hauptlagerzapfen (4b) so groß, daß für die Übertragung des Biegemoments zwischen beiden Zapfen gar keine Kurbel­ wange erforderlich wäre. Um aber für die Übertragung des Torsionsmoments den Kurbelzapfenquerschnitt voll auszunutzen und dadurch mit einem annä­ hernd minimalen Hauptzapfen- und Kurbelzapfendurchmesser auszukommen, ist zwischen den beiden Zapfen eine sehr schmale Kurbelwange (4h) angeordnet. Die beiden Hauptlager nehmen zusammen nur die Differenz zwischen der Gas­ kraft des Einlaß- und des Auslaßkolbens auf; dies sind im vorliegenden Fall 25% der Gaskraft des Einlaßkolbens. Infolgedessen genügt für sie die für die Ölzuführung nötige Lagerbreite. Diese geringe Lagerbreite in Verbindung mit der sehr geringen Breite der Kurbelwange (4h) am äußeren Kurbelzapfen läßt noch genügend Raum für die biegefeste und -steife Aus­ bildung der Kurbelwangen (4g) am mittleren Kurbelzapfen.

Auch zwischen dem abtriebseitigen Kurbelzapfen (4d) und dem Anschlußzapfen (4f) zum Schwungrad (7) genügt eine sehr schmale Kurbelwange (4i) zur Drehmomentübertragung, so daß das Schwungrad (7) unmittelbar neben dem Zylinderblock (1) angeordnet ist.

Am gegenüberliegenden Kurbelwellenende ist dicht neben dem Kurbelzapfen (4e) das Zahnrad (8) zum Antrieb der Ölpumpe (9) und der Einspritzpumpen­ nocken (10) angeordnet. Der Zylinderblock (1) hat auch im Kurbelgehäuse­ bereich nur die Mindestbreite, die für die Von-oben-Montage der am Aus­ laßkolben (3) vormontierten Auslaßpleuel (6) erforderlich ist. Außerhalb des Zylinderblocks ist unmittelbar anschließend die Kraftstoffeinspritz­ pumpe (11) und das Antriebsrad (12) für Nebenaggregate angeordnet.

Dies alles beweist die außerordentliche Kompaktheit des vorgeschlagenen Gegenkolbenmotors in Richtung der Kurbelwellendrehachse (4*).

Die Ölzuführung zur Kurbelwelle erfolgt nur an dem einen Hauptlager mit dem kleineren Durchmesser und die Ölverteilung zu allen übrigen Kurbelwel­ lenlagern durch nur 2 schräge Hauptbohrungen. Dadurch ist die benötigte Ölpumpenförder- und -antriebsleistung außerordentlich klein.

Unmittelbar am Auslaßkolben (3) ist der Spülgebläsekolben (3a) des Kolben­ spülgebläses angeordnet. Diese Anordnung benötigt den geringstmöglichen Raum-, Masse- und Bauaufwand und prinzipiell auch den kleinstmöglichen Be­ darf an Antriebsleistung für das Spülgebläse. Wegen des kleinen Auslaß­ kolbenhubs ist auch bei Maximaldrehzahl die Kolbengeschwindigkeit des Spülgebläsekolbens und damit auch die Strömungsgeschwindigkeit und der Druckverlust in den selbsttätigen Ventilen des Spülgebläses relativ klein, so daß der theoretisch fast 100% betragende adiabatische Wir­ kungsgrad des direkt vom Auslaßkolben angetriebenen Kolbenspülgebläses auch praktisch annähernd erreicht wird.

Die translatorische Masse des Auslaßkolbentriebs ist wegen des Massenaus­ gleichs 2,5mal so groß wie die des Einlaßkolbentriebs. Dies ermöglicht eine sehr reichliche Dimensionierung des Auslaßkolbentriebs mit der Folge niedriger Beanspruchung, weswegen die Auslaßpleuel kostengünstig als Guß­ teile hergestellt werden können. Wegen des kleinen Auslaßkolbenhubs ist auch die von der eigenen Fliehkraft verursachte Biegespannung im Pleuel­ schaft der Auslaßpleuel trotz der großen Pleuellänge auch bei der höch­ sten vom Einlaßtriebwerk ertragbaren Drehzahl nur mäßig groß.

Der Verdichtungsraum (Brennraum) (1c) ist im Auslaßzylinder (1b) zwischen den unzerklüfteten Kolbenböden des Einlaß- und Auslaßkolbens angeordnet und hat eine verhältnismäßig kleine wärmeabführende Oberfläche. Er ist infolge des kleineren Auslaßkolbendurchmessers ausreichend kompakt und befindet sich vollständig im Spülstrom. Die Drallzahl erhöht sich beim Eintritt des Spülstroms vom Einlaßzylinder (1a) in den Auslaßzylinder (1b) infolge der Durchmesserverminderung um 33% und hat auch im Verbren­ nungstotpunkt dieselbe Größe. Die Stufe zwischen Einlaß- und Auslaßzylin­ der wirkt der fliehkraftbedingten Tendenz zur Konzentration des Spül­ stroms auf den zylinderwandnahen Bereich entgegen.

All dies ergibt trotz des verhältnismäßig kleinen Gesamthubs und der da­ durch ermöglichten geringen Motorhöhe und Motormasse eine hohe thermodyna­ mische Qualität des Motors mit der Folge niedrigen Kraftstoffverbrauchs und hoher Leistung.

Die in Fig. 2 gezeigte Kurbelwellenanordnung für einen Zweizylinder- Reihenmotor basiert auf den Hauptabmessungen des Einzylindermotors nach Fig. 1. Sie besteht im Prinzip aus zwei aneinandergefügten Einzylinder­ kurbelwellen, deren beide einander benachbarte äußere Kurbelzapfen (4d, 4e) durch eine schmale Kurbelwange (13) einstückig verbunden sind. Diese Kurbelwange ist zur möglichst gleichmäßigen Übertragung des Torsionsmo­ ments auf die anschließenden Kurbelzapfen (4d, 4e) als großflächige Schei­ be und im vorliegenden Ausführungsbeispiel zugleich als Antriebszahnrad für Nebenaggregate ausgebildet. Eines der sonst zwischen dem mittleren (4a) und äußeren Kurbelzapfen (4d, 4e) angeordneten Hauptlager ist ent­ fallen, so daß sich nur noch ein Hauptlagerzapfen (4c) zwischen den Zy­ linderachsen (1*) der einander benachbarten Zylinder befindet.

Fig. 3 und 4 zeigen die Anwendung der Erfindung an einem 180°-V-Motor bei gleichzeitiger Verwendung von Kurbelschleifentrieben für Einlaß- und Aus­ laßkolben. Bei diesem Ausführungsbeispiel wurden mit Rücksicht auf die Besonderheiten des einlaßkolbenseitigen Kurbelschleifentriebs gleichgroße Durchmesser für Einlaß- und Auslaßkolben gewählt und dabei zugunsten höch­ ster Kompaktheit eine weniger gute Spülqualität in Kauf genommen.

Die beiden Einlaßkolben (2a, 2b) sind mit dem Kurbelschleifenrahmen (2c) einstückig verbunden. In dem letzteren ist ein geteilter Gleitstein (14) verschiebbar gelagert, der zugleich auf dem mittleren Kurbelzapfen (4a) drehbar gelagert ist. Der mittlere Kurbelzapfen (4a) ist über Kurbelwangen (4g) mit scheibenähnlichen Hauptlagerzapfen (4b, 4c) verbunden. An letz­ tere schließen sich unmittelbar, also ohne Kurbelwangen, die äußeren Kur­ belzapfen (4d, 4e) an. Auf letzteren sind geteilte Gleitsteine (15) dreh­ bar gelagert, die zugleich in den beiden Kurbelschleifenrahmen (17) ver­ schiebbar gelagert sind. Letztere sind jeweils über ihre beiden zueinander entgegengesetzt gerichteten Anschlußarme starr mit den beiden Auslaßkol­ ben (3) verbunden. Die äußeren Fortsetzungen der Kurbelwelle entsprechen denen in Fig. 1.

Der Zylinderblock (1) ist mit Rücksicht auf den Zusammenbau des Motors in der Kurbelwellendrehachse (4*) geteilt.

Die Ölabstreifringe (18) für die Einlaßkolben (2a, 2b) sind im Einlaßzy­ linder (1a) in der Nähe der Spülschlitze, unmittelbar unterhalb der Lage des Kolbenrings (16) im Gaswechseltotpunkt, angeordnet und streifen das Öl von den Einlaßkolben ab. Der Einlaßkolben (2a) taucht in seinem Gas­ wechseltotpunkt in den Raum zwischen den beiden Hauptlagerzapfen (4b, 4c) ein. Durch diese beiden Maßnahmen wird die extrem kurze Bauweise in Richtung der Zylinderachse (1*) erreicht.

Zum problemlosen Einführen des Einlaßkolbens (2a, 2b) in den Ölabstreif­ ring (18) beim Zusammenbau des Motors wird der Ölabstreifring zuvor durch einen Montagekonus gespreizt, der dann durch das offene Ende des Auslaßzy­ linders (1b) entfernt wird. Um den Montagekonus unkompliziert ausführen und problemlos entfernen zu können, wurde der Durchmesser des Auslaßkol­ bens gleich dem des Einlaßkolbens gewählt.

Prinzipielle kinematische Vorteile des Kurbelschleifentriebs gegenüber dem Kurbelstangentrieb für den Einlaßkolben sind das Fehlen der Massenkräfte zweiter und höherer Ordnung und die geringere Kolbenbeschleunigung um den Verbrennungstotpunkt, die zwar einerseits einen geringfügig größeren Wär­ meübergangsverlust verursacht, aber andererseits im oberen Lastbereich ein geringfügig höheres effektives Expansionsverhältnis ermöglicht, was eventuell einen geringfügig höheren indizierten Wirkungsgrad zur Folge hat. Dafür ist allerdings die Kolbenbeschleunigung um den Gaswechseltot­ punkt größer, wodurch eine größere Höhe der Spülschlitze und ein größerer Hub und/oder ein größerer Durchmesser des Auslaßkolbens erforderlich sind. Dies ist ebenfalls mit ein Grund für die Wahl gleich großer Durchmesser für Einlaß- und Auslaßkolben bei diesem Ausführungsbeispiel.

Hinsichtlich des Massenausgleichs bringt der Kurbelschleifentrieb am Ein­ laßkolben beim 180°-V-Motor keine Vorteile, denn auch die Massenkräfte hö­ herer Ordnung des Kurbelstangentriebs sind beim 180°-V-Motor vollständig ausgeglichen. Es ergeben sich aber durch den Einlaßkurbelschleifentrieb speziell am 180°-V-Motor folgende Vorteile:

• - Durch die einstückige Verbindung beider Einlaßkolben mit dem Kurbel­ schleifenrahmen wird sowohl der Herstellungsaufwand als auch die trans­ latorische Masse niedrig gehalten.
• - Die beidseitig wirkenden Gaskräfte heben sich zusammen mit den Massen­ kräften teilweise im Kolben auf, so daß die resultierende Kraft auf den Gleitstein der Kurbelschleife gering und damit auch die Lagerreibung nur mäßig groß ist.
• - Die große Abstützbasis des einstückigen Doppelkolbens gegenüber dem Kippmoment, das außerdem wegen der teilweisen Kräftekompensation relativ klein ist, ergibt geringe Querstützkräfte an den beiden Einlaßkolben und dadurch geringe Kolbenreibung. Dies und die mäßige Lagerreibung lassen einen ähnlich guten mechanischen Wirkungsgrad wie beim Kurbelstangen­ trieb erwarten.

Claims (13)

1. Zweitakt-Gegenkolbenmotor, insbesondere Dieselmotor, bei dem die beiden gegenläufig zusammenwirkenden Kolben über direkte Kraftflußglieder, wie z. B. Pleuelstangen oder Teile eines Kurbelschleifentriebs, auf eine ge­ meinsame Kurbelwelle wirken, deren Drehachse die Zylinderachse rechtwin­ klig schneidet oder kreuzt, wobei die Kurbelwelle drei Kurbelzapfen auf­ weist, von denen der mittlere mit dem kurbelwellennahen Kolben und die beiden dazu etwa um 180° Kurbelwinkel versetzt angeordneten äußeren Kur­ belzapfen mit dem kurbelwellenfernen Kolben der als Auslaßkolben (3) ausgebildet ist, verbunden sind, dadurch gekennzeichnet,
- daß der Auslaßkolben (3) im Hub wesentlich kleiner als der Einlaßkolben (2) ist
- und daß die Hauptlagerzapfen (4b, 4c) der Kurbelwelle, mindestens aber ein Hauptlagerzapfen, zwischen dem mittleren (4a) und den äußeren Kurbelzapfen (4d, 4e) angeordnet sind.

2. Zweitakt-Gegenkolbenmotor nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß der Hub des Auslaßkolbens (3) kleiner als der Durchmesser der äußeren Kurbelzapfen, insbesondere des abtriebseitigen Kurbelzapfens (4d), ist.

3. Zweitakt-Gegenkolbenmotor nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeich­ net, daß der Hub des Auslaßkolbens (3) 0,35 bis 0,5mal so groß wie der des Einlaßkolbens (2) ist.

4. Zweitakt-Gegenkolbenmotor nach einem oder mehreren der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Auslaßkolben (3) im Durchmesser kleiner als der Einlaßkolben (2) ist.

5. Zweitakt-Gegenkolbenmotor nach einem oder mehreren der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Durchmesser des Auslaßkolbens (3) 0,75 bis 0,9mal so groß wie der des Einlaßkolbens (2) ist.

6. Zweitakt-Gegenkolbenmotor nach einem oder mehreren der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen den Hubräumen des Einlaß- und Auslaßkolbens ein im wesentlichen scheibenförmiger Verdichtungsraum (Brennraum) (1c) angeordnet ist, dessen Durchmesser gleich oder ungefähr gleich dem Durchmesser des Auslaßzylinders (1b) ist.

7. Zweitakt-Gegenkolbenmotor nach einem oder mehreren der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß im Auslaßzylinder (1b) statt meh­ rerer durch Stege getrennter Auslaßschlitze nur ein stegloser, ringförmig um den gesamten Zylinderumfang verlaufender Auslaßschlitz angeordnet ist.

8. Zweitakt-Gegenkolbenmotor nach einem oder mehreren der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß zwei Zylinder einander gegenüber­ liegend beiderseits der Kurbelwelle angeordnet sind und ihre einander ge­ genüberliegenden Einlaß- und Auslaßtriebwerke jeweils auf denselben Kur­ belzapfen (4a, 4d, 4e) wirken (180°-V-Motor).

9. Zweitakt-Gegenkolbenmotor nach einem oder mehreren der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß mehrere Zylinder oder 180°-V- Zylinderpaare in Richtung der Kurbelwellendrehachse (4*) aneinandergereiht sind, daß die einander benachbart liegenden äußeren Kurbelzapfen (4d, 4e) benachbarter Zylinder durch eine vorzugsweise scheibenförmige Kurbelwange (13) verbunden sind und daß zwischen den Zylinderachsen (1*) benachbarter Zylinder nur ein Hauptlager angeordnet ist.

10. Zweitakt-Gegenkolbenmotor nach einem oder mehreren der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Auslaßkolben (3) durch zwei beiderseits des Zylinders angeordnete Kurbelschleifentriebe mit den äuße­ ren Kurbelzapfen (4d, 4e) der Kurbelwelle verbunden ist, wobei die beiden Kurbelschleifenrahmen (17) starr mit dem Auslaßkolben verbunden sind.

11. Zweitakt-Gegenkolbenmotor nach einem oder mehreren der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Einlaßkolben (2a, 2b) durch ei­ nen Kurbelschleifentrieb mit dem mittleren Kurbelzapfen (4a) der Kurbelwelle verbunden ist, wobei ein Kurbelschleifenrahmen (2c) starr, vorzugsweise aber einstückig, mit dem Einlaßkolben verbunden ist.

12. Zweitakt-Gegenkolbenmotor nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, daß die inneren Stirnseiten (4j) der Hauptlagerzapfen (4b, 4c) der Kur­ belwelle in dem vom mittleren Kurbelzapfen (4a) radial abgewandten Bereich einen Abstand von der Zylinderachse (1*) haben, der mindestens dem Radius des Einlaßkolbens (2a, 2b) entspricht, und daß der Einlaßkolben im Gaswechseltotpunkt in den Raum zwischen den beiden Hauptlagerzapfen (4b, 4c) eingetaucht ist.

13. Zweitakt-Gegenkolbenmotor nach Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, daß ein Ölabstreifring (18) im Einlaßzylinder (1a) angeordnet ist, der das Öl vom Außendurchmesser des Einlaßkolbens (2a, 2b) abstreift.