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Die Erfindung betrifft eine Kurbelwelle für eine Hubkolbenmaschine, insbesondere Brennkraftmaschine, mit zumindest zwei unter einem Neigungswinkel zueinander geneigten Zylindern oder Zylinderreihen, mit mindestens einem Hauptiager mit einem Hauptlagerzapfen und mindestens einem Pleuellager mit einem Pleuella- gerzapfen, welche miteinander über eine Schrägbohrung innerhalb der Kurbelwelle strömungsverbunden sind, wobei die Schrägbohrung von einer Versorgungsbohrungsanordnung mit zumindest einer den Hauptlagerzapfen diametral durchsetzenden ersten Radialbohrung ausgeht.
Die Versorgungsbohrungsanordnung von herkömmlichen Kurbelwellen kommuni- ziert üblicherweise mit einer ringförmig im Hauptiager angeordneten Ölnut. Dies hat allerdings den Nachteil, dass es im Bereich der Ölnut in der Tragzone, insbe- sondere im hochbeanspruchten Bereich einer durch die Zylinderachse und die Kurbelwellenachse aufgespannten Motorlängsebene, zu einem drastischen Druck- abfall des tragenden Öles kommt. Dies vermindert die Tragfähigkeit des Hauptlagers wesentlich. Werden statt umlaufenden Ölnuten nur Öltaschen in nie- derbeanspruchten Bereichen vorgesehen, so wäre andererseits die kontinuierli- che Schmierölversorgung des Pleuellagers gefährdet. Eine Kurbelwelle der ge- nannten Art ist etwa aus der US 5,730,097 A bekannt.
Es ist die Aufgabe der Erfindung, diese Nachteile zu vermeiden und bei einer Kurbelwelle der eingangs genannten Art die Tragfähigkeit des Hauptlagers zu erhöhen, ohne die Schmierölversorgung des Pleuellagers zu gefährden.
Erfindungsgemäss wird dies dadurch erreicht, dass die Versorgungsbohrungsan- ordnung zumindest eine zweite, den Hauptlagerzapfen diametral durchsetzende Radialbohrung aufweist, welche bezüglich der ersten Radialbohrung unter einem Winkel grösser 0 geneigt ist, und dass die Versorgungsbohrungsanordnung in vorbestimmten Drehwinkelbereichen mit zumindest einer Öltasche des Hauptla- gers kommuniziert, wobei die Öltasche in einem Bereich minimaler Lagerbelas- tung angeordnet ist.
Zahl und Anordnung der Radialbohrungen und der Öltaschen werden so aufein- ander abgestimmt, dass die Versorgungsbohrungsanordnung in jeder Stellung der Kurbelwelle mit einer Öltasche kommuniziert. Dies stellt eine kontinuierliche Schmierölversorgung des Pleuellagers sicher. Durch die Anordnung der Öltaschen
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in niederbelasteten Bereichen des Hauptlagers wird dessen Tragfähigkeit nicht beeinträchtigt.
Vorzugsweise ist vorgesehen, dass die zweite Radialbohrung die erste Radialboh- rung kreuzt, wobei vorzugsweise die Kreuzung im Bereich der Kurbelwellenachse liegt.
Um eine Unterbrechung der Schmierölversorgung des Pleuellagers zu vermeiden ist es vorteilhaft, wenn der Winkel zwischen erster und zweiter Radialbohrung unterschiedlich zum Winkel zwischen den zwei Zylindern oder Zylinderreihen ist.
Dabei kann der Winkel zwischen den beiden Radialbohrungen entweder kleiner oder grösser als der Winkel zwischen zwei Zylindern bzw. Zylinderreihen sein.
Insbesondere bei Zylindern oder Zylinderreihen, welche zueinander einen Winkel von 180 einschliessen, ist es vorteilhaft, wenn die erste und die zweite Radial- bohrung zueinander unter einem Winkel von etwa 90 geneigt sind. Dabei ist vorzugsweise vorgesehen, dass die Öltaschen beidseits einer Normalebene auf die Zylinderachse in einem Winkelbereich von etwa 0 60 bezüglich der Nor- malebene im Hauptlager angeordnet sind. Somit kann auch bei Boxermotoren eine ausreichende und kontinuierliche Schmierölversorgung der Pleuellager si- chergestellt werden, ohne die Tragfähigkeit der Hauptlager zu vermindern.
Die Erfindung wird im Folgenden anhand der Figuren näher erläutert.
Es zeigen Fig. 1 eine Schrägansicht einer erfindungsgemässen Kurbelwelle in ei- nem Schnitt gemäss der Linie III - III in Fig. 2, Fig. 2 die Kurbelwelle in einer Sei- tenansicht, Fig. 3 die Kurbelwelle in einem Schnitt gemäss der Linie III - III in Fig. 2 und Fig. 4 die Kurbelwelle in einem Schnitt gemäss der Linie IV - IV in Fig. 3.
Die Kurbelwelle 1 weist Pleuellagerzapfen 2 für ein nicht weiter dargestelltes Pleuellager auf, welche über in der Kurbelwelle 1 angeordnete Schrägbohrungen 3 mit einem benachbarten Hauptlager 4 strömungsverbunden sind. Vom Haupt- lager 4 sind in den Figuren nur die Lagerschalen 4a und 4b dargestellt. Die Schrägbohrung 3 durchsetzt dabei eine zwischen dem Pleuellagerzapfen 2 und dem benachbarten Hauptiagerzapfen 5 liegende Kurbelwange 6.
Die Schrägbohrung 3 geht von einer Versorgungsbohrungsanordnung 7 des Hauptlagerzapfens 5 aus, welche eine erste Radialbohrung 8 und eine zweite Ra- dialbohrung 9 aufweist. Erste und zweite Radialbohrung 8,9 durchsetzen den
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Hauptlagerzapfen 5 diametral und kreuzen sich. Die Kreuzung 10 der ersten Ra- dialbohrung 8 und der zweiten Radialbohrung 9 liegt im Bereich der Kurbelwel- lenachse 11. Auch die Schrägbohrung 3 mündet in die Versorgungsbohrungsan- ordnung 7 im Bereich der Kreuzung 10 ein.
Die Lagerschalen 4a, 4b des Hauptlagers 4 weisen in einem wenig belasteten Bereich Öltaschen 12,13 auf, welche im Ausführungsbeispiel diametral zueinan- der bezüglich der Kurbelwellenachse 11 angeordnet sind. Im Bereich der Ölta- schen 12 und 13 ist auch die Teilung der Lagerschalen 4a, 4b vorgenommen. In die Öltaschen 12,13 münden radiale Ölbohrungen 12a, 12b und 13a, 13b zur Schmierölversorgung ein, welche mit einer mit Bezugszeichen 17 angedeuteten Ölzuführung im Hauptlagerstuhl verbunden sind.
Die erste Radialbohrung 8 schliesst mit der zweiten Radialbohrung 9 einen Winkel a ein, welcher unterschiedlich ist zum Neigungswinkel # von gegenüberliegend angeordneten Zylindern oder Zylinderreihen. Im Ausführungsbeispiel ist die Kur- belwelle 1 eines Boxermotors dargestellt, so dass der Neigungswinkel # zwischen zwei Zylinderachsen 14,15 180 beträgt. In diesem Falle ist der Winkel a zwi- schen erster Radialbohrung 8 und zweiter Radialbohrung 9 kleiner als der Nei- gungswinkel #, nämlich etwa 90 .
Bei V-Motoren mit einem Neigungswinkel # der Zylinderachsen 14,15 kleiner als 180 ist aber auch denkbar, dass der Winkel a zwischen erster und zweiter Radialbohrung 8,9 grösser ausgebildet ist, als der Neigungswinkel #. Die Pfeile 14a und 15a weisen in Richtung der gegenüberlie- genden Zylinder oder Zylinderreihen.
Im Ausführungsbeispiel sind die Öltaschen 12,13 im Bereich einer Normalebene 16 auf die Zylinderachsen 14,15 angeordnet, wobei die Öltaschen 12,13 sich beidseits der Normalebene 16 um einen Winkelbereich y von beispielsweise 600 erstrecken können.
Durch die beschriebene Kurbelwelle wird einerseits eine kontinuierliche Versor- gung der Pleuellager sichergestellt und andererseits eine höchstmögliche Tragfä- higkeit der Hauptlager erreicht.
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The invention relates to a crankshaft for a reciprocating piston engine, in particular an internal combustion engine, with at least two cylinders or rows of cylinders inclined at an angle of inclination, with at least one main bearing with a main bearing journal and at least one connecting rod bearing with a connecting rod bearing journal, which are fluidically connected to one another via an oblique bore within the crankshaft are, the oblique bore originating from a supply bore arrangement with at least one first radial bore diametrically penetrating the main bearing journal.
The supply bore arrangement of conventional crankshafts usually communicates with an oil groove arranged in a ring in the main bearing. However, this has the disadvantage that in the area of the oil groove in the bearing zone, in particular in the highly stressed area of an engine longitudinal plane spanned by the cylinder axis and the crankshaft axis, there is a drastic drop in pressure of the bearing oil. This significantly reduces the load capacity of the main bearing. On the other hand, if only oil pockets are provided in low-stress areas instead of circumferential oil grooves, the continuous supply of lubricating oil to the connecting rod bearing would be jeopardized. A crankshaft of the type mentioned is known, for example, from US Pat. No. 5,730,097.
It is the object of the invention to avoid these disadvantages and to increase the load capacity of the main bearing in a crankshaft of the type mentioned at the outset without endangering the supply of lubricating oil to the connecting rod bearing.
According to the invention, this is achieved in that the supply bore arrangement has at least one second radial bore which passes diametrically through the main bearing journal and which is inclined at an angle greater than 0 with respect to the first radial bore, and in that the supply bore arrangement has at least one oil pocket in the main bearing in predetermined rotation angle ranges communicates, the oil pocket being arranged in an area of minimal bearing load.
The number and arrangement of the radial bores and the oil pockets are matched to one another in such a way that the supply bore arrangement communicates with an oil pocket in every position of the crankshaft. This ensures a continuous supply of lubricating oil to the connecting rod bearing. By arranging the oil pockets
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the load-bearing capacity of the main bearing is not impaired in low-load areas.
It is preferably provided that the second radial bore intersects the first radial bore, the intersection preferably being in the region of the crankshaft axis.
In order to avoid an interruption in the supply of lubricating oil to the connecting rod bearing, it is advantageous if the angle between the first and second radial bore is different from the angle between the two cylinders or rows of cylinders.
The angle between the two radial bores can be either smaller or larger than the angle between two cylinders or rows of cylinders.
In particular in the case of cylinders or rows of cylinders which form an angle of 180 to one another, it is advantageous if the first and second radial bores are inclined at an angle of approximately 90 to one another. It is preferably provided that the oil pockets are arranged on both sides of a normal plane on the cylinder axis in an angular range of approximately 0 60 with respect to the normal plane in the main bearing. This means that even with boxer engines, a sufficient and continuous supply of lubricating oil to the connecting rod bearings can be ensured without reducing the load-bearing capacity of the main bearings.
The invention is explained in more detail below with reference to the figures.
1 shows an oblique view of a crankshaft according to the invention in a section along the line III-III in FIG. 2, FIG. 2 shows the crankshaft in a side view, FIG. 3 shows the crankshaft in a section along the line III - III in FIGS. 2 and 4, the crankshaft in a section along the line IV-IV in FIG. 3.
The crankshaft 1 has conrod bearing journals 2 for a conrod bearing, not shown, which are flow-connected to an adjacent main bearing 4 via inclined bores 3 arranged in the crankshaft 1. Of the main bearing 4, only the bearing shells 4a and 4b are shown in the figures. The oblique bore 3 passes through a crank web 6 lying between the connecting rod bearing journal 2 and the adjacent main bearing journal 5.
The oblique bore 3 starts from a supply bore arrangement 7 of the main bearing journal 5, which has a first radial bore 8 and a second radial bore 9. First and second radial bore 8.9 penetrate the
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Main bearing journal 5 diametrically and intersect. The intersection 10 of the first radial bore 8 and the second radial bore 9 lies in the region of the crankshaft axis 11. The oblique bore 3 also opens into the supply bore arrangement 7 in the region of the intersection 10.
The bearing shells 4a, 4b of the main bearing 4 have oil pockets 12, 13 in a slightly loaded area, which in the exemplary embodiment are arranged diametrically to one another with respect to the crankshaft axis 11. The bearing shells 4a, 4b are also divided in the area of the oil pockets 12 and 13. Radial oil bores 12a, 12b and 13a, 13b open into the oil pockets 12, 13 for supplying lubricating oil, which are connected to an oil supply in the main bearing block, indicated by reference number 17.
The first radial bore 8 forms an angle a with the second radial bore 9, which angle is different from the angle of inclination # of oppositely arranged cylinders or rows of cylinders. In the exemplary embodiment, the crankshaft 1 of a boxer engine is shown, so that the angle of inclination # between two cylinder axes 14, 15 is 180. In this case, the angle a between the first radial bore 8 and the second radial bore 9 is smaller than the angle of inclination #, namely approximately 90.
In V-engines with an inclination angle # of the cylinder axes 14, 15 smaller than 180, however, it is also conceivable that the angle a between the first and second radial bores 8.9 is larger than the inclination angle #. The arrows 14a and 15a point in the direction of the opposing cylinders or rows of cylinders.
In the exemplary embodiment, the oil pockets 12, 13 are arranged in the area of a normal plane 16 on the cylinder axes 14, 15, wherein the oil pockets 12, 13 can extend on both sides of the normal plane 16 by an angular range y of, for example, 600.
The crankshaft described ensures, on the one hand, a continuous supply of the connecting rod bearings and, on the other hand, the highest possible load-bearing capacity of the main bearings.