CN100412388C - 大型多缸两冲程柴油机 - Google Patents

Abstract

一种十字头型的大型多缸两冲程柴油机(10)，该柴油机(10)包括一个曲轴(1)，该曲轴(1)由多个通过主轴颈(5)相互连接的曲柄(2)装配而成，其中主轴颈(5)由一个主轴承支撑。每个曲柄包括两个由曲柄销(4)相互连接的臂(3)。该臂(3)借助于一个收缩连接与关联的主轴颈(5)连接，该收缩连接包括收缩配合到在臂(3)内的孔中的主轴颈端部。该曲柄(2)的臂(3)的最大轴向厚度(T₁、T₂、…、T_n)，和收缩连接的长度(l)分别针对每个曲柄(2)确定。主轴颈(5)的轴承部的长度(M₁、M₂、…、M_n+x)也可分别确定。汽缸节距和主轴承节距是可变的并且适应于各曲柄(2)和主轴承(5)。由此降低了曲轴(1)和引擎(10)的重量，并且减少了曲轴和引擎的长度。

Description

大型多缸两冲程柴油机

技术领域

本发明涉及一种十字头型的大型多缸两冲程柴油机，其包括由多个部件装配而成的曲轴。

背景技术

慢速运行的大型两冲程十字头型柴油机非常庞大，是非常有效的功率产生机器。这种引擎中最大的在94转/分下产生大约100,000kW的功率，其总长为33米，重量接近3500吨。

这种类型的传统引擎分割成具有相等轴线长度的多个汽缸部分。这反映在：在台板上为相邻横梁之间的距离；在A形曲柄轴箱架中为相邻横向加强件之间的距离；以及在汽缸架中为汽缸的节距。

这些引擎包括由曲柄组装起来的曲轴，曲柄由主轴颈相互连接起来，其中每个主轴颈由一个主轴承支撑。每个曲柄包括由曲柄销相互连接起来的两个臂，该臂借助于收缩连接与关联主轴颈连接，该收缩连接包括收缩配合到臂内的一个孔中的主轴颈端部。每个曲柄可一体制造或者由两个臂和一个曲柄销组装。

最大的引擎的曲柄重约25吨，而整个曲轴重达约400吨。曲柄必须能够传递峰值大约为12,000kNm的扭矩。曲轴部件的尺寸根据大量的构造方面的问题来确定，其中特别是待传递的力和由曲轴的振动行为产生的力影响了各部件的尺寸。此外，连接件和部件的尺寸的安全系数通过各船级社的要求来调节。

在已知的半成品或成品曲轴中，收缩压力受到如下条件限制是一个共同特征：在装配了轴之后，屈服仅能发生在紧靠孔的内表面附近——即接近连接面——的材料中。若收缩压力较高，并且在引擎的工作过程中在轴材中发生了更大范围的屈服，该轴将不能传递没有暴露在不允许的变形下扭矩。该收缩压力使得各个轴部件彼此固定，并且由此与收缩表面面积一起确定了可由轴传递的扭矩的大小。由于收缩压力的最大水平受限于上述事实——即轴在工作过程中必须具有稳定的尺寸，若轴被设计来传递较大的扭矩，那么在已知的轴中需要增加收缩表面面积以及由此增加轴在轴向和/或径向的尺寸。

这意味着曲轴和引擎的相邻部件需要更大的空间并且变得更重，这使得引擎更昂贵并且降低了其效率。

十字头型的大型多缸两冲程柴油机的主轴颈必须承受由活塞施加到曲轴上的巨大的力以及由摆动的质量块和曲轴的振动行为产生的力。

大型两冲程柴油机的主轴承是滑动轴承，其中轴颈的旋转运动的流体动力学效应产生了一个压力，该压力在轴承表面和轴颈之间的油膜中形成并且从轴承表面抬升起了轴颈。必须维持最低限度的油膜厚度以阻止表面磨损。在十字头型的大型多缸两冲程柴油机中的各个主曲轴轴承上的载荷没有在各轴承上均匀分布，而是各个轴承彼此不同。这些不同产生于当曲轴旋转式产生的动态质量力以及曲轴的振动行为的结果。在引擎工作过程中，由燃烧压力产生的曲柄的弯曲和由待传递的波动扭矩导致的在偏心曲柄中的扭转导致了轴向偏置和在各主轴承之间的不对准，并且由此也导致在各轴承上的载荷变化。

若需要增加在轴承上的最大载荷，那么就需要更大的轴承表面，这又需要针对每个主轴颈提供更长的轴承部。

这意味着不但曲轴而且引擎的相邻部件需要更大的空间且变得更重，这使得引擎更昂贵且降低了其效率。

发明内容

基于此背景，本发明的一个目的是提供比同类传统引擎更轻和更短但具有相同性能的大型多缸两冲程柴油机，或者提供与同类传统引擎的重量和尺寸相同但是具有更高性能的大型多缸两冲程柴油机。

该目的通过提供一种十字头型的大型多缸两冲程串列式、V或U形柴油机而达到，该柴油机包括n或n×2个汽缸、n+1+X个主轴承、由n个通过主轴颈相互连接的曲柄装配而成的曲轴，其中x是一个变量，其依赖于曲轴部和连接的设计方式，其中每个主轴颈由一个主轴承支撑，每个曲柄包括两个由曲柄销相互连接的臂，该臂借助于一个收缩连接与关联的主轴颈连接，该收缩连接包括收缩配合到在臂内的孔中的主轴颈端部，其中该臂在曲轴的轴向具有最大厚度T₁、T₂、…、T_n×2，并且各曲柄的轴向长度L₁、L₂、…、L_n至少部分由曲柄的臂的最大厚度T₁、T₂、…、T_n×2确定，收缩连接的长度为l₁、l₂、…、l_n×2，该长度l₁、l₂、…、l_n×2分别根据在引擎操作过程中在相关收缩连接上的各个载荷确定，每个臂的最大厚度T₁、T₂、…、T_n×2分别这样确定：长度l₁、l₂、…、l_n×2可在其中实现，并且在各对相邻主轴承的彼此相对的侧面之间距离D₁、D₂、…、D_n是可变的并且分别适应于其间的曲柄的轴向长度L₁、L₂、…、L_n。

通过确定各收缩连接的长度l₁、l₂、…、l_n×2，许多收缩连接可短于承受更大载荷的曲轴的收缩连接。通过分别将所述臂的最大厚度T₁、T₂、…、T_n×2确定为最小、但仍然允许实现收缩连接的所需长度l₁、l₂、…、l_n×2，大多数曲柄的长度L₁、L₂、…、L_n可降低。通过调适在相邻主轴承对的侧部之间的距离D，在相邻主轴承之间的距离减少。在主轴承之间减少的距离导致整个引擎长度的减少。许多大型两冲程柴油机用来推进轮船，特别是例如集装箱船、散装货船和油轮等货船，因更短的引擎获得的每厘米的货物空间的长度的增加都是受欢迎的。此外，减少的长度导致引擎重量的类似减少，这也是一个有竞争力的因素。

收缩连接的长度l₁、l₂、…、l_n×2可分别以如此方式确定：在引擎工作过程中对于所有的收缩连接在收缩连接上产生的最大应变大体是相同的。由此，获得了所述臂的所使用的最小全长。

对于在同一曲柄之中的两个臂，可选择最大厚度T₁、T₂、…、T_n×2及长度l₁、l₂、…、l_n×2相等。

在两个相邻臂之间的主轴颈的轴承部的长度M₁、M₂、…、M_n+1+X可根据在引擎工作过程中施加在所涉主轴颈上的各载荷来分别确定，并且在各对汽缸之间的节距P₁、P₂、…、P_(n或n×2)-1可变化并且分别适应于其间的主轴颈的轴承部的长度M₁、M₂、…、M_n+1+X。由于主轴颈的轴承部的各可变长度，当在相邻汽缸对之间的主轴颈没有如同引擎的其它轴颈那样承受很高载荷时，在该相邻汽缸对之间汽缸节距可减少。通过单独减少了在相邻汽缸对之间的汽缸节距，引擎的全长和重量可进一步降低。

在各对汽缸之间的节距P₁、P₂、…、P_(n或n×2)-1还可分别适应于在所涉汽缸对之间的曲轴部的臂的最大宽度T₁、T₂、…、T_n×2。

在相邻主轴承对的轴心之间的距离可分别适应于其间的曲柄的长度L₁、L₂、…、L_n和由所涉主轴颈对支承的两个主轴颈的各个长度M₁、M₂、…、M_n+1。

该引擎还可进一步包括：包括横梁的台板，横梁带有用于主轴承的轴承支座；焊接的A形曲柄轴箱架，其设置有支撑用于十字头的引导面的横向加强件；由此在各横梁之间的距离分别适应于由所涉横梁支撑的主轴承的轴心之间的距离，并且A形的曲柄轴箱安装在台板上，其中横向加强件大体设置在各横梁的正上方。

对于曲轴的所有臂，优选所述臂的尺寸中除了最大轴向厚度T₁、T₂、…、T_n×2外大体相同。

对于曲轴的所有主轴颈，优选主轴颈的直径大体相同。

上述目的还通过提供一种十字头型的大型多缸两冲程串列式、V或U型柴油机而达到，该柴油机包括n或n×2个汽缸、由n个通过主轴颈相互连接的曲柄装配而成的曲轴，其中x是一个变量，其依赖于曲轴部和连接的设计方式，其中每个主轴颈由一个主轴承支撑，每个曲柄包括两个由曲柄销相互连接的臂，该臂借助于一个收缩连接与关联的主轴颈连接，该收缩连接包括收缩配合到在臂内的孔中的主轴颈端部，一个主轴颈在曲轴的轴向端部处连接到两个臂的每一个上，在两个相邻臂之间或邻接在曲轴的轴向端部处的一个臂的主轴颈部的轴承部的长度M₁、M₂、…、M_n+1+X分别根据在引擎工作过程中施加在所涉主轴颈上的载荷确定，并且在相邻汽缸对之间的节距P₁、P₂、…、P_(n或n×2)-1是可变的并且分别适应于其间的主轴颈的轴承部的长度M₁、M₂、…、M_n+1。

在两个相邻臂之间的主轴颈的轴承部的长度可分别根据在引擎工作过程中施加在所涉主轴颈上的载荷确定，并且在相邻汽缸对之间的节距P₁、P₂、…、P_(n或n×2)-1是可变的并且分别适应于其间的主轴颈的轴承部的长度。由于主轴颈的轴承部的各可变长度，当在相邻汽缸对之间的主轴颈没有如同引擎的其它轴颈那样承受很高载荷时，在该相邻汽缸对之间汽缸节距可减少。通过单独减少在相邻汽缸对之间的汽缸节距，引擎的全长和重量可进一步降低。

主轴颈部的长度可单独确定以获得所涉主轴颈的最小可能长度。

该引擎还可进一步包括：包括横梁的台板，横梁带有用于主轴承的轴承支座；焊接的A形曲柄轴箱架，其设置有支撑用于十字头的引导面的横向加强件；由此在各横梁之间的距离分别适应于由所涉横梁支撑的主轴承的轴心之间的距离，并且A形的曲柄轴箱安装在台板上，其中横向加强件大体设置在各横梁的正上方。

由详细的描述，根据本发明的引擎的其它目的、特征、优点和特性将更清楚。

附图说明

在下列对本发明的详述部分中，将参考附图中所示的例示实施方式更详细描述本发明，附图中：

图1是一个大型的传统8缸两冲程柴油机的侧视图，其中还示出了9缸至12缸引擎的长度；

图2是图1中引擎的主视图；

图3是曲柄轴箱架的截面视图；

图4是台板的截面视图；

图5A是12缸引擎的传统曲轴的侧视图；

图5B是图5A和5D中的曲轴的前部的轴向视图；

图5C是图5A和5D中的曲轴的尾部的轴向视图；

图5D是根据本发明的一个实施方式的12缸引擎曲轴的侧视图；

图6是图5D中的曲轴的曲柄和主轴颈的详细截面视图；以及

图7是图5D中的曲轴的一部分的详细视图。

具体实施方式

在下面的详细描述中，将通过优选实施方式描述十字头型的大型两冲程柴油机。

图1和2示出了大型低速两冲程十字头型串列式柴油机10，其活塞直径为98cm，该柴油机可以是轮船上的推进引擎或者电厂的原动机。这些引擎通常具有6至16个排成一列的汽缸。在图1中绘出了一个8缸引擎10的侧视图，还具有其它线，这些线示出了该引擎的9、10、11和12缸变型的轮廓。在引擎10下方示出了一个以米为单位的比例尺，用以指示这些机器的绝对尺寸，该尺寸的长度在18米的8缸样式和28米的14缸样式之间。

该引擎由带有用于曲轴1的主轴承的台板11向上构建。台板11根据能获得的生产设备分割成具有合适尺寸的多个部分。台板由焊接的纵梁和带有铸钢轴承支座32的焊接的横梁31构成。

参考图2中由虚线显示的结构，引擎包括活塞28，该活塞28通过活塞杆29连接到十字头24。十字头24由引导面23引导。连杆30将十字头24与曲轴1的曲柄销相连接。

一个焊接的A形的曲柄轴箱架12安装在台板11上。汽缸架13安装在曲柄轴箱架12的顶部。支撑螺栓26(如图3所示)将台板11连接到汽缸架13并且将该结构保持在一起。汽缸14由汽缸架13支承。一个排放阀组件15安装在每个汽缸14的顶板。汽缸架13还支承了燃料注射系统19、废气容器16、涡轮增压机17和净化气容器18。

如图3所示，曲柄轴箱12设置在每个汽缸之间，带有一个呈贯穿的横板21形式的加强件，该横板21连接起了曲柄轴箱12的纵向延伸的外壁22并且从A形的曲柄轴箱12的顶部延伸到底部，用于增加其横向刚性。

用于承受作用在十字头24(图2)上的横向力的竖直引导面23安装在横向板21上，例如借助于焊接。每个引导面23后侧由竖直延伸的附加壁25支撑，该附加壁25将引导面23与横向板21连接。引导面23、附加壁25和横板壁21形成了具有高扭转刚度的中空轮廓，其中容纳了支撑螺栓26。

如图4所示，台板11设置有呈贯穿板31形式的横梁。轴承支座32安装在横梁31上，例如通过焊接。下轴承壳33容纳在轴承支座32中。主轴承还包括一个上部轴承壳和一个轴承盖(未图示)，在曲轴1放置在台板11上之后上部轴承壳和轴承盖紧固到轴承支座32。

图5A示出了现有技术中12缸引擎的曲轴1。图5D示出了根据本发明优选实施方式的曲轴。图5B和5C既可应用到传统的曲轴也可应用到根据优选实施方式的曲轴。曲柄/汽缸的编号从1数到12，其中编号为1的曲柄位于前端，而编号为12的曲柄12位于曲轴1的输出端。对于具有其它数目的曲柄的引擎，该数目可表示为n。对于串列式引擎，汽缸的数目将为n。对于U型或V型引擎(未示出)，汽缸的数目将是n×2。

曲轴1由一个前部1b和一个尾部1a构建，因为几乎没有任何起重机能够升起重约400吨的整个曲轴1。每个曲轴部1a、1b包括总共12个曲柄2中6个(其它组合是可能的，例如14缸引擎的曲轴可分割成两个具有4个曲柄的部分和一个具有6个曲柄的部分)。前部1b和尾部1a逐一下降，而其中主轴颈5进入分别的轴承壳33。然后，前曲轴部和尾曲轴部借助于凸缘连接37纵向装配。当前曲轴部和尾曲轴部通过螺栓连接在凸缘连接37处的凸缘而连接在一起、并且安装了轴承盖时，曲柄轴箱架12可安置在台板11上。

每个曲轴部1a、1b由六个(n/2)曲柄2和七个(n/2+1)主轴颈5装配而成。曲柄2具有与曲柄的两个臂3一体形成的曲柄销4。曲柄2由一块铸钢或锻钢形成。在每个曲轴部1a、1b中的六个曲柄2由主轴颈5彼此连接。在整个曲轴中的主轴承的总数因此为14个(n+1+x)，其中x是一个变量，其依赖于曲轴部和连接的设计方式，在装配好的曲轴中给出了主轴承的可变的数目。因此主轴承的总数依赖于凸缘连接的数目和凸缘连接的类型，因为还存在不增加主轴承总数的凸缘连接。x的值因此在图中所示的曲轴中将等于1。

尾部1a包括一个止推轴承39，该止推轴承承受通过一个中间轴(未示出)驱动的推进器产生的力。

图5B是一个曲轴的轴向视图，示出了前部1b的各曲柄2的角分布。

图5C是一个曲轴的轴向视图，示出了尾部1a的各曲柄2的角分布。

主轴颈5具有中心轴承部和两个端部，当装配曲轴1时，中心轴承部和两个端部收缩配合到相邻曲柄2的臂3的孔内。位于前部1b和尾部1a的纵向端部的主轴颈5具有轴承部和一个端部，该端部收缩配合到各曲柄2的臂的相关孔内。

参考图6，图中更详细示出了用于1号汽缸的曲柄的在臂3和各轴颈5之间的收缩连接。收缩连接在臂3上延伸一段长度l₁(对于2号汽缸的曲柄，该长度为l₃和l₄，对于3号汽缸的曲柄为l₃，等等)。可由收缩连接传递的扭矩依赖于接触压力、孔的直径和收缩连接的长度l₁、l₂、…、l_n×2(n为引擎的曲柄数)，即长度和直径越大，传递的扭矩越大。根据各船级社的需要，收缩连接通常具有安全系数2。

可用于收缩连接的轴向长度l₁、l₂、…、l_n×2主要由各臂的轴向宽度T₁、T₂、…、T_n×2确定。最大压力依赖于主轴颈5相对于孔的直径的过盈量以及环绕孔的材料的结构强度和稳定性。环绕孔的材料的的结构强度依赖于环绕孔的材料层的厚度和材料的特性。通常，曲轴1的所有部件由高拉伸钢制成。该部件可由锻造或铸造之后相应的后续处理和精加工来制造，用以获得所需的材料特性和表面质量。

对于所有的连接，必须由各收缩连接l₁、l₂、…、l_n×2在引擎工作过程中传递的最大扭矩不相同。在燃烧冲程中处于一个给定时间点的每个汽缸14增加了一个扭矩峰值，该扭矩峰值将由处于所涉汽缸和曲轴的输出端之间的曲轴1的部分传递。在一个12缸两冲程引擎中在任一给定时间点，六个汽缸在其燃烧冲程中同步。因此，必须由靠近大型两冲程引擎的曲轴输出(尾)端的曲轴1部分传递的扭矩显著高于必须由曲轴前端传递的扭矩。动态扭转效应和摆动对于在每个收缩连接上的最大扭矩载荷的分布具有另外的影响，因此从曲轴1的前端到尾端所需的收缩长度l₁、l₂、…、l_n×2不一定需要线性地增加。由各收缩连接传递的最大扭矩可数字地、解析地、经验地确定或者由这些方法组合确定。收缩连接的长度l₁、l₂、…、l_n×2可由此确定，并且以这种方式确定：所导致的安全系数对于在曲轴中的所有收缩连接大体相同。实践中，同一主轴颈5的两个收缩连接的长度可选择为相同(l₂＝l₃、l₄＝l₅、l₆＝l₇等)，因为由这些双收缩连接传递的扭矩将通常相同。

当确定各曲柄2的臂的轴向厚度T₁、T₂、…、T_n×2时，用于收缩连接的所需长度l₁、l₂、…、l_n×2通常是决定因素。通常，轴向厚度T₁、T₂、…、T_n×2略微大于用于收缩连接的所需长度l₁、l₂、…、l_n×2，以便为在主轴颈5和曲柄臂3之间的倒圆角的降低应力过渡区39留下空间。

在优选实施方式中，对于曲轴的所有臂，臂3的尺寸中除了最大厚度T₁、T₂、…、T_n×2外大体相同。

根据另一实施方式(未示出)，曲柄臂分成组，其中在一个组内臂3的最大轴向厚度T₁、T₂、…、T_n×2相同，而在各组的臂3的最大轴向厚度T₁、T₂、…、T_n×2各不相同。

由于在汽缸数较多的引擎中待传递的扭矩相对较低，曲轴的前端通常包括最大轴向厚度T₁、T₂、…、T_n×2相对较小的一组臂3。由具有相对较多汽缸的引擎在尾端传递的扭矩相对较高，因此曲轴的尾端可包括最大轴向厚度T₁、T₂、…、T_n×2相对较大的一组臂3。

图5D示出了一个曲轴，其中收缩连接的长度l₁、l₂、…、l_n×2分别根据在引擎工作过程中待传递的扭矩来确定。通过比较图5A(传统的曲轴)和在图5D中根据本发明的优选实施方式的曲轴可看到，使得曲轴的全长明显地减少以及由此整个引擎10的全长的减少。通过分别确定收缩连接l₁、l₂、…、l_n×2的尺寸，获得了相当一部分长度的减少。

图7更详细示出了前端1b的一部分。这里可看到，与3号汽缸相关联的曲柄2的臂3的轴向厚度T₃大于与2号汽缸相关联的曲柄2的臂3的轴向厚度T₂，轴向厚度T₂又大于与1号汽缸相关联的曲柄2的臂3的轴向厚度T₁。由于在曲柄销轴承上的径向载荷通常均匀分布在曲柄销4上，在此实施方式中所有曲柄销4的长度相同。所导致的分别确定的曲柄2的轴向长度L₁、L₂、…、L_n允许在相邻主轴承对的侧表面之间的距离D₁、D₂、…、D_n分别适应于一个最小的可能值(图4)。

位于两个曲柄臂3之间的主轴颈5具有两个端部，用于容纳于所涉曲柄臂3的孔内。位于前部1b和尾部1a的轴向端部处的主轴颈5具有轴承部，并且仅有一个端部，该端部配合到曲柄臂3的孔内。端部的长度分别适于配合收缩连接的长度l₁、l₂、…、l_n×2。主轴颈5包括一个轴承部，该轴承部具有分别调适的长度M₁、M₂、…、M_n+1+x(图6和7)。轴承支座32和轴承壳33配合分别调适的轴向长度(图4)。

径向载荷在主轴承上没有均匀分布。该非均匀分布由曲轴的径向摆动和曲轴的扭转变形引起。在曲轴1的非中心部——例如曲柄2——的扭转变形导致径向偏移，该径向偏移影响主轴承的径向载荷分布。由各主轴承承受的最大径向载荷可数字地、解析地、经验地确定或者由这些方法的组合确定。轴承部的轴向长度M₁、M₂、…、M_n+1+x和轴承壳33的轴向长度由此确定。

轴承支座32的材料厚度G₁、G₂、…、G_n+1也可根据在引擎工作过程中各主轴承的载荷分别确定，以进一步降低引擎重量。

在相邻各对汽缸之间的汽缸节距P₁、P₂、…、P_(n或n×2)-1分别适应于其间的轴承部的轴向长度M₁、M₂、…、M_n+1+x和其间的两个相应的曲柄臂3的轴向厚度T₁、T₂、…、T_n×2。

在承载轴承支座32的相邻横梁31(图4)对的中心线之间的距离S₁、S₂、…、S_n-1分别适应于其间的曲柄2的轴向长度和其上两个轴承部的轴向长度M₁、M₂、…、M_n+1+x。

位于横梁31正上方的横向加强件21(图3)是为了增加稳定性，而在成对的相邻横向加强件21之间的距离S₁、S₂、…、S_n-1因此与其下成对相邻横梁31之间的距离S₁、S₂、…、S_n-1相等。

可变汽缸节距P₁、P₂、…、P_(n或n×2)-1和在横向加强件之间的可变距离S₁、S₂、…、S_n-1在汽缸架13(图1、2)上连续。整个引擎1因此构建成具有长度单独确定的轴向部分。因此，与传统引擎相比整个引擎长度可减少3至7％。长度的减少进一步导致引擎10的重量的相当程度的降低。

因此，虽然已经参考其开发环境描述了该设备和方法的优选实施方式，它们仅仅阐释了本发明的原理。在不背离附带权利要求的范围的情况下可设计其它实施方式和构造。

Claims (17)

1. 一种十字头型的大型多缸两冲程串列式、V或U型柴油机(10)，该柴油机(10)包括n或n ×2个汽缸、n+1+x个主轴承、由n个通过主轴颈(5)相互连接的曲柄(2)装配而成的曲轴(1)，其中x是一个变量，其依赖于曲轴部和连接的设计方式，其中每个主轴颈(5)由一个主轴承支撑，每个曲柄(2)包括两个由曲柄销(4)相互连接的臂(3)，该臂(3)借助于一个收缩连接与关联的主轴颈(5)连接，该收缩连接包括收缩配合到在臂(3)内的孔中的主轴颈端部，其中该臂(3)在曲轴(1)的轴向具有最大厚度(T₁、T₂、…、T_n×2)，并且各曲柄(2)的轴向长度(L₁、L₂、…、L_n)至少部分由曲柄(2)的臂(3)的最大厚度(T₁、T₂、…、T_n×2)确定，该收缩连接具有一个长度(l₁、l₂、…、l_n×2)，该长度(l₁、l₂、…、l_n×2)分别根据在引擎操作过程中在相关收缩连接上的各个载荷确定，每个臂(3)的最大厚度(T₁、T₂、…、T_n×2)分别这样确定：长度(l₁、l₂、…、l_n×2)可在所述臂(3)中实现，并且在各对相邻主轴承的彼此相对的侧面之间距离(D₁、D₂、…、D_n)是可变的并且分别适应于其间的曲柄(2)的轴向长度(L₁、L₂、…、L_n)。

2. 如权利要求1所述的十字头型的大型多缸两冲程串列式、V或U型柴油机，其中分别确定所述收缩连接的长度(l₁、l₂、…、l_n×2)以在引擎工作过程中对于所有的收缩连接获得基本相同的最大应变。

3. 如权利要求1或2所述的十字头型的大型多缸两冲程串列式、V或U型柴油机，其中对于在同一主轴颈(2)上的两个臂(3)，所述最大轴向厚度(T₁、T₂、…、T_n×2)及收缩连接(l₁、l₂、…、l_n×2)的长度相等。

4. 如权利要求1或2所述的十字头型的大型多缸两冲程串列式、V或U型柴油机，其中在两个相邻臂(3)之间的或者邻接在曲轴的轴向端部处的一个臂(3)的主轴颈(5)的轴承部的长度(M₁、M₂、…、M_{n+1 +X})可根据在引擎工作过程中施加在所涉主轴颈(5)上的各载荷来分别确定，并且在各对汽缸(14)之间的节距(P₁、P₂、…、P_(n或n×2)-1)可变化并且分别适应于其间的主轴颈(5)的轴承部的长度(M₁、M₂、…、M_n+1+X)。

5. 如权利要求4所述的十字头型的大型多缸两冲程串列式、V或U型柴油机，其中在各对汽缸之间的节距(P₁、P₂、…、P_(n或n×2)-1)还可分别适应于在所涉汽缸(14)对之间的曲轴部的臂(3)的最大宽度(T₁、T₂、…、T_n×2)。

6. 如权利要求4所述的十字头型的大型多缸两冲程串列式、V或U型柴油机，其中在相邻主轴承对的轴心之间的距离可分别适应于其间的曲柄(2)的长度(l₁、l₂、…、l_n×2)和由所涉主轴承对承载的两个主轴颈(5)的轴承部的各个长度(M₁、M₂、…、M_n+1+x)。

7. 如权利要求6所述的十字头型的大型多缸两冲程串列式、V或U型柴油机，进一步包括：

包括横梁(31)的台板(11)，横梁(31)带有用于主轴承的轴承支座(32)，

焊接的A形曲柄轴箱架(12)，其设置有支撑用于十字头(24)的引导面(23)的横向加强件(21)，其中：

在各横梁(31)之间的距离(S₁、S₂、…、S_n-1)分别适应于由所涉横梁(31)支撑的主轴承的轴心之间的距离，并且A形的曲柄轴箱架(12)安装在台板(11)上，其中横向加强件(21)大体设置在各横梁(31)的正上方。

8. 如权利要求1或2所述的十字头型的大型多缸两冲程串列式、V或U型柴油机，其中对于曲轴(1)的所有臂(3)，所述臂(3)的尺寸中除了最大轴向厚度(T₁、T₂、…、T_n×2)外大体相同。

9. 如权利要求1或2所述的十字头型的大型多缸两冲程串列式、V或U型柴油机，其中对于所述曲轴(1)的所有主轴颈(5)，该主轴颈(5)的直径基本相同。

10. 如权利要求1或2所述的十字头型的大型多缸两冲程串列式、V或U型柴油机，其中各主轴承支座(32)的尺寸分别根据在引擎工作过程中施加在所涉主轴承上的各个载荷确定。

11. 如权利要求10所述的十字头型的大型多缸两冲程串列式、V或U型柴油机，其中所述主轴承支座(32)分别通过改变其材料厚度来确定其尺寸。

12. 如权利要求1或2所述的十字头型的大型多缸两冲程串列式、V或U型柴油机，其中所述曲柄臂(3)分成组，其中在一个组内臂(3)的最大轴向厚度(T₁、T₂、…、T_n×2)相同，而各组之间的臂(3)的最大轴向厚度(T₁、T₂、…、T_n×2)不同。

13. 如权利要求12所述的十字头型的大型多缸两冲程串列式、V或U型柴油机，其中所述曲轴的前端包括一组具有相对较小的最大轴向臂厚(T₁、T₂、…、T_n×2)的臂(3)。

14. 如权利要求12所述的十字头型的大型多缸两冲程串列式、V或U型柴油机，其中所述曲轴的尾端包括一组具有相对较大的最大轴向臂厚(T₁、T₂、…、T_n×2)的臂(3)。

15. 一种十字头型的大型多缸两冲程串列式、V或U形柴油机(10)，该柴油机(10)包括n或n ×2个汽缸(14)、由n个通过n+1+x个主轴颈(5)相互连接的曲柄(2)装配而成的曲轴(1)，其中x是一个变量，其依赖于曲轴部和连接的设计方式，其中每个主轴颈(5)由一个主轴承支撑，每个曲柄(2)包括两个由曲柄销(4)相互连接的臂(3)，该臂(3)借助于一个收缩连接与关联的主轴颈(5)连接，该收缩连接包括收缩配合到在臂(3)内的孔中的主轴颈端部，一个主轴颈(5)在曲轴(1)的轴向端部处连接到两个臂(3)的每一个上，在两个相邻臂(3)之间或邻接在曲轴(1)的轴向端部处的一个臂(3)的主轴颈部的轴承部的长度(M₁、M₂、…、M_n+1+x)分别根据在引擎工作过程中施加在所涉主轴颈(5)上的载荷确定，并且在相邻汽缸(14)对之间的节距(P₁、P₂、…、P_(n或n×2)-1)是可变的并且分别适应于其间的主轴颈(5)的轴承部的长度(M₁、M₂、…、M_n+1)。

16. 如权利要求15所述的十字头型的大型多缸两冲程串列式、V或U型柴油机，其中分别确定所述轴承部的长度(M₁、M₂、…、M_n+1+x)，以获得所涉轴承部的最小可能长度(M₁、M₂、…、M_n+1+x)。

17. 如权利要求15或16所述的十字头型的大型多缸两冲程串列式、V或U型柴油机，进一步包括：

包括横梁(31)的台板(11)，横梁(31)带有用于主轴承的轴承支座(32)，

焊接的A形曲柄轴箱架(12)，其设置有支撑用于十字头(24)的引导面(23)的横向加强件(21)，其中：

在各横梁(31)之间的距离(S₁、S₂、…、S_n-1)分别适应于由所涉横梁(31)支撑的主轴承的轴心之间的距离，并且A形的曲柄轴箱架(12)安装在台板(11)上，其中横向加强件(21)大体设置在各横梁(31)的正上方。

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