DE10226672B3

DE10226672B3 - Crank drive, especially for reciprocating internal combustion engines

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Publication number: DE10226672B3
Application number: DE2002126672
Authority: DE
Original assignee: Lemoure Math Dipl-Ing
Current assignee: Lemoure Math Dipl-Ing
Priority date: 2002-06-11
Filing date: 2002-06-11
Publication date: 2004-01-22
Anticipated expiration: 2022-06-12
Also published as: WO2003104666A1

Abstract

Die Erfindung betrifft die Verstellbarkeit des maximalen Verdichtungspunktes und/oder der oberen und unteren Totpunktlage eines Kurbeltriebes einer Hubkolben-Brennkraftmaschine zum Betrieb von Fahrzeugen sowie zum stationären Betrieb von Kraftmaschinen. DOLLAR A Herkömmliche Kurbeltriebe erreichen den maximalen Verdichtungspunkt im oberen Totpunkt beim Kurbelwinkel alpha = 0 DEG . Der Brennraumdruck erreicht kurz nach dem oberen Totpunkt sein Maximum. Das an der Kurbelwelle wirkende Drehmoment hängt auch von der Kurbelwellenstellung ab und ist im oberen Totpunkt null bzw. nahe dem oberen Totpunkt sehr klein. Im Augenblick, wo der Brennraumdruck sein Maximum erreicht, liegen bei dieser Kurbelwellenposition ungünstige geometrische Winkelverhältnisse des Kurbeltriebes vor, so dass der Brennraumdruck nur zu einem Bruchteil in nutzbarem Drehmoment an der Kurbelwelle umgewandelt wird. DOLLAR A Erfindungsgemäß kann der maximale Verdichtungspunkt des Kurbeltriebes über die Kurbelzapfenabschnitte, den Mittelpunktversatz sowie über Kurbelzapfenwinkel derart eingestellt werden, dass ein höheres nutzbares Drehmoment an der Kurbelwelle erzielt werden kann als mit einem herkömmlichen Kurbeltrieb.The invention relates to the adjustability of the maximum compression point and / or the upper and lower dead center position of a crank mechanism of a reciprocating piston internal combustion engine for the operation of vehicles and for the stationary operation of engines. DOLLAR A Conventional crank mechanisms reach the maximum compression point at top dead center at the crank angle alpha = 0 DEG. The combustion chamber pressure reaches its maximum shortly after top dead center. The torque acting on the crankshaft also depends on the crankshaft position and is zero at top dead center or very small near top dead center. At the moment when the combustion chamber pressure reaches its maximum, there are unfavorable geometric angular relationships of the crank mechanism in this crankshaft position, so that the combustion chamber pressure is converted only to a fraction into usable torque on the crankshaft. DOLLAR A According to the invention, the maximum compression point of the crank mechanism can be set via the crank pin sections, the center point offset and via crank pin angle in such a way that a higher usable torque can be achieved on the crankshaft than with a conventional crank mechanism.

Description

Stand der TechnikState of the art

Die Erfindung betrifft einen Kurbeltrieb einer Hubkolben- Brennmaschine gemäß Oberbegriff des Hauptanspruches. Einen solchen Kurbeltrieb ist aus der Literatur, beispielweiße aus <1> sowie aus <2> bekannt. Der Kurbeltrieb dient dazu, die oszillierende Bewegung des Kolbens in eine Drehbewegung umzusetzen. Die für die Kinematik des Kurbeltriebs notwendigen Größen sind der Kurbelradius (r), die Schubstangenlänge (1) und der Kurbelwinkel (α). Der Kolbenweg (S₀) für den nicht geschränkten Kurbeltrieb wird durch die folgende Gleichung ausgedrückt:

Gemäß der obigen Gleichung wird die maximale Verdichtung am oberen Totpunkt (Kurbelwinkel α = 0°) des Kolbens im Zylinder erreicht. Der Brennstoff wird (z.B. bei direkteinspritzende Dieselmotoren) kurz vor Ende der Verdichtung direkt in den Brennraum eingespritzt. Nach erfolgter Zündung des Brennstoff Luft-Gemisches steigt der Druck im Zylinder schnell an. Der Druckverlauf im Zylinder erreicht dabei ein Maximum kurz nach dem oberen Totpunkt. Das an der Kurbelwelle wirkende Drehmoment hängt von der Kurbelwellenstellung ab und ist trotzt der sehr hohen Brennraumdrücke im oberen Totpunkt null, sowie nahe dem oberen Totpunkt bei kleinen Kurbelwinkel (α) sehr klein. Die beiden in Zylinderrichtung auf den Kolben wirkenden Kräfte sind die Gaskraft und die oszillierende Massenkraft. Ihre resultierende ist die Kolbenkraft (F_K). Mit dem Kurbelwinkel (α), dem Schwenkwinkel (β) und dem Pleuelverhältnis ( λ = r/l) lassen sich die Kräfte im Kurbeltrieb als Funktion der Gaskraft berechnen, wobei sin(β) = λ⋅sin(α) entspricht. Zur Bestimmung der an der Kurbelwelle wirkenden Drehmomente (M_d) müssen die Tangentialkräfte (F_T) mit dem konstanten Kurbelradius (r) multipliziert werden. Die Tangentialkräfte (F_T) und das an der Kurbelwelle wirkende Drehmomente (M_d) werden wie folgt errechnet:
TangentialkraftThe invention relates to a crank mechanism of a reciprocating internal combustion engine according to the preamble of the main claim. Such a crank mechanism is known from the literature, for example from <1> and from <2>. The crank mechanism serves to convert the oscillating movement of the piston into a rotary movement. The sizes required for the kinematics of the crank drive are the crank radius (r), the push rod length ( 1 ) and the crank angle (α). The piston travel (S ₀ ) for the unrestricted crank drive is expressed by the following equation:

According to the above equation, the maximum compression at top dead center (crank angle α = 0 °) of the piston in the cylinder is achieved. The fuel is injected directly into the combustion chamber shortly before compression ends (e.g. in the case of direct-injection diesel engines). After the fuel-air mixture has ignited, the pressure in the cylinder rises rapidly. The pressure curve in the cylinder reaches a maximum shortly after top dead center. The torque acting on the crankshaft depends on the crankshaft position and is defying the very high combustion chamber pressures at top dead center zero and very small near top dead center with small crank angles (α). The two forces acting on the piston in the cylinder direction are the gas force and the oscillating mass force. Your resulting is the piston force (F _K ). With the crank angle (α), the swivel angle (β) and the connecting rod ratio (λ = r / l), the forces in the crank mechanism can be calculated as a function of the gas force, whereby sin (β) = λ⋅sin (α) corresponds. To determine the torques (M _d ) acting on the crankshaft, the tangential forces (F _T ) must be multiplied by the constant crank radius (r). The tangential forces (F _T ) and the torque (M _d ) acting on the crankshaft are calculated as follows:
tangential

Drehmomenttorque

Das Drehmoment (M_d) ist demnach das Produkt aus dem zeitlichen Verlauf der resultierende Kolbenkraft (F_K), dem geometrischem Verhältnis

sowie aus dem Kurbelradius (r). Der Faktor Kurbelradius (r) ist unabhängig von der Kolbenstellung konstant. Der Druckverlauf im Zylinder und damit die Kolbenkraft (F_K) erreicht kurz nach dem oberen Totpunkt ein Maximum, ist über die Kolbenstellung veränderlich und nimmt nach dem erreichen des Maximums mit zunehmenden Kurbelwinkel (α) schnell ab. Der Faktor

leitet sich aus der Geometrie des verwendeten Kurbeltriebes ab, ist im oberen Totpunkt null und nimmt bis ca. Kurbelwinkel α = 40° näherungsweise linear zu. Betrachtet man nun parallel den zeitlich veränderlichen Verlauf der Kolbenkraft (F_K) und des geometrischen Faktors

so wird deutlich, dass mit zunehmenden Kurbelwinkel (α) die beiden Faktoren im Verlauf sich gegensätzlich verhalten. D.h. im dem Augenblick wo der Brennraumdruck und damt die Kolbenkraft (F_K) kurz nach dem oberen Totpunkt einen Maximum erreicht, hat der geometrische Faktor

hingegen im selben Augenblick bzw. beim selben Kurbelwinkel (α) einen relativ kleinen Wert und ist im oberen Totpunkt null. Dies führt dazu, dass im und nahe dem oberen Totpunkt die Gaskraft alle Bauteile und Verbände des Motors lediglich auf Zug beansprucht und aber das Drehmoment an der Kurbelwelle einen unwesentlichen Wert erreicht. Mit zunehmenden Kurbelwinkel (α) vergrößert sich zwar der Faktor

gleichzeitig aber nimmt die Gaskraft und damit die Kolbenkraft (F_K) schnell ab.The torque (M _d ) is therefore the product of the time course of the resulting piston force (F _K ), the geometric ratio

as well as the crank radius (r). The crank radius factor (r) is constant regardless of the piston position. The pressure curve in the cylinder and thus the piston force (F _K ) reaches a maximum shortly after top dead center, is variable via the piston position and decreases rapidly with increasing crank angle (α) after reaching the maximum. The factor

is derived from the geometry of the crank mechanism used, is zero at top dead center and increases approximately linearly up to a crank angle α = 40 °. If we now consider in parallel the time-varying course of the piston force (F _K ) and the geometric factor

it becomes clear that with increasing crank angle (α) the two factors behave in opposite directions over the course. This means that the geometric factor has the moment the combustion chamber pressure and the piston force (F _K ) reach a maximum shortly after top dead center

however, at the same moment or at the same crank angle (α) a relatively small value and is zero at top dead center. This means that at and near top dead center, the gas force only pulls all components and assemblies of the engine and the torque on the crankshaft reaches an insignificant value. As the crank angle (α) increases, the factor increases

at the same time, however, the gas force and thus the piston force (F _K ) decrease rapidly.

Aufgrund der oben beschriebenen Zusammenhänge wird das an der Kurbelwelle zur Verfügung stehenden Drehmoment (M_d) durch die ungünstige zeitliche Überlagerung des Brennraumdrucks mit den Winkelverhältnissen des Pleuels und der Kurbelwelle begrenzt. Dadurch wird die in den Brennraum zugeführte Energie nur zu einem Bruchteil in einem nutzbaren Drehmoment (M_d) an der Kurbelwelle umgewandelt.Because of the relationships described above, the torque (M _d ) available on the crankshaft is limited by the unfavorable temporal superimposition of the combustion chamber pressure with the angular relationships of the connecting rod and the crankshaft. As a result, only a fraction of the energy supplied to the combustion chamber is converted into usable torque (M _d ) on the crankshaft.

Vorteile der ErfindungAdvantages of invention

Aufgabe der Erfindung ist es einen Kurbeltrieb der im Oberbegriff des Anspruchs 1 gekennzeichneten Art zu schaffen, der ein erhöhtes nutzbares Drehmoment (M_d) an der Kurbelwelle gewährleistet.The object of the invention is to provide a crank mechanism which is characterized in the preamble of claim 1 and which has an increased usability res torque (M _d ) guaranteed on the crankshaft.

Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß durch die kennzeichnenden Merkmale des Anspruchs 1 gelöst.This object is achieved by the characterizing features of claim 1 solved.

Durch die erfindungsgemäße Änderung der Kurbeltriebgeometrie kann der maximale Verdichtungspunkt derart eingestellt werden, dass bereits während dem Verbrennungsbeginn für das Drehmoment (M_d) günstigere Kurbeltriebverhältnisse vorliegen, als bei den heute vorhandenen Kurbeltriebe. Über die Größe des Mittelpunktversatzes (40) und über den Kurbelzapfenwinkel (δ) sowie über die entsprechende Zuordnung der Kurbelzapfenabschnitte (1,2,3) und den Pleuelaugenabschnitte (25,26,27) kann die obere Totpunktlage des Kolbens im Zylinder und damit der maximale Verdichtungspunkt derart eingestellt werden, dass es nicht wie bisher bei Kurbelwinkel (α) = 0° erreicht wird, sondern beispielweiße erst bei Kurbelwinkel (α) = 8°. Diese neue obere Totpunktlage des Kolbens bei Kurbelwinkel (α) = 8° wird im folgendem als den „neuen" oberen Totpunkt bezeichnet. Das heißt der herkömmliche Kolbenweg (S₀) kann beispielsweise in Abhängigkeit vom Kurbelwinkel (α), Mittelpunktversatzes (40) und Kurbelzapfenwinkel (δ) in Richtung zu größeren oder kleineren Kurbelwinkeln (α) hin verschoben werden. Demzufolge kann auch der Einspritzzeitpunkt des Kraftstoffs entsprechend dem „neuen" oberen Totpunkt angepasst werden, wodurch sich damit auch die Verbrennung beziehungsweise der maximale Brennraumdruck im Zylinder kurz nach dem „neuen" oberen Totpunkt hin verlagert. Die geometrischen Verhältnisse des Kurbeltriebs sind im Bereich des „neuen" oberen Totpunkts für die Umwandlung des Brennraumdrucks in Drehmoment (M_d) an der Kurbelwelle wesentlich günstiger. Dies führt dazu, dass im „neuen" oberen Totpunkt das Drehmoment (M_d) nicht mehr null ist, sondern ergibt sich aus dem jeweiligen Brennraumdruck im „neuen" oberen Totpunkt, aus dem Kurbelradius (r) und aus dem entsprechend gewählten Kurbelzapfenwinkel (δ) und somit aus den sich einstellenden Winkelverhältnissen bezüglich Kurbelwinkel (α) und Schwenkwinkel (β₁). Mit dem erfindungsgemäßen Kurbeltrieb last sich somit aus einem gegebenen Druckverlauf im Zylinder ein höheres nutzbares Drehmoment (M_d) an der Kurbelwelle erzielen als mit einem herkömmlichen Kurbeltrieb.By changing the crank mechanism geometry according to the invention, the maximum compression point can be set in such a way that crank torque conditions which are more favorable for the torque (M _d ) than during the crank mechanisms present today are already present during the start of combustion. About the size of the center offset ( 40 ) and the crank pin angle ( δ ) and the corresponding assignment of the crank pin sections ( 1 . 2 . 3 ) and the connecting rod eye sections ( 25 . 26 . 27 ) the top dead center position of the piston in the cylinder and thus the maximum compression point can be set in such a way that it is not reached at crank angle (α) = 0 ° as before, but only when crank angle (α) = 8 °. This new top dead center position of the piston at crank angle (α) = 8 ° is referred to below as the “new” top dead center. That is, the conventional piston travel (S ₀ ) can, for example, depending on the crank angle (α), center point offset ( 40 ) and crank pin angle (δ) are shifted towards larger or smaller crank angles (α). As a result, the time at which the fuel is injected can also be adjusted in accordance with the “new” top dead center, as a result of which the combustion or the maximum combustion chamber pressure in the cylinder also shifts shortly after the “new” top dead center. The geometrical relationships of the crank mechanism in the area of the “new” top dead center for converting the combustion chamber pressure into torque (M _d ) on the crankshaft are considerably more favorable. This means that the torque (M _d ) no longer occurs in the “new” top dead center is zero, but results from the respective combustion chamber pressure in the "new" top dead center, from the crank radius (r) and from the correspondingly selected crank pin angle (δ) and thus from the resulting angular relationships with respect to the crank angle (α) and swivel angle (β ₁ ) With the crank mechanism according to the invention, a higher usable torque (M _d ) can thus be achieved on the crankshaft from a given pressure curve in the cylinder than with a conventional crank mechanism.

Auch der Kraftstoffverbrauch einer Brennkraftmaschine kann mit dem erfindungsgemäßen Kurbeltrieb wesentlich reduziert werden, indem z.B. für einen bestimmten Drehmoment (M_d) einen kleineren Brennraumdruck beziehungsweise eine kleinere Kraftstoffmenge bereits ausreicht, um die gleiche Leistung bei gleicher Drehzahl zu erreichen, als bei einer Brennkraftmaschine mit einem herkömmlichen Kurbeltrieb. In diesem Zusammenhang können durch die kleinere Kraftstoffmenge auch die Abgasemissionen entsprechend reduziert, beziehungsweise die vom Gesetzgeber vorgeschriebenen Emissionsgrenzen leichter eingehalten werden.The fuel consumption of an internal combustion engine can also be significantly reduced with the crank mechanism according to the invention, for example, for a certain torque (M _d ), a smaller combustion chamber pressure or a smaller amount of fuel is already sufficient to achieve the same output at the same speed as an internal combustion engine with one conventional crank mechanism. In this context, the smaller amount of fuel can also reduce the exhaust gas emissions accordingly, or more easily comply with the emission limits prescribed by law.

Weiterhin lassen sich mit dem erfindungsgemäßen Kurbeltrieb über die entsprechende Auswahl des Mittelpunktversatzes (40) und des Kurbelzapfenwinkels (δ) weitere Kombinationsmöglichkeiten bezüglich Drehmoment (M_d), Kraftstoffverbrauch und Abgasemissionen darstellen.Furthermore, with the crank mechanism according to the invention, the corresponding selection of the center point offset ( 40 ) and the crank pin angle (δ) represent further possible combinations with regard to torque (M _d ), fuel consumption and exhaust gas emissions.

Zeichnungdrawing

Anhand der in den Zeichnungen dargestellten Ausführungsbeispiele soll die Erfindung näher erläutert werden:
In 1 ist eine Kurbelwelle für eine Brennkraftmaschine beispielsweise eines Kraftfahrzeugs dargestellt. Die Brennkraftmaschine ist beispielsweise eine selbst- oder fremdzündende Brennkraftmaschine und weist einen oder mehrere Zylinder auf. Dargestellt ist eine Kurbelwelle für einen Einzylinder Brennkraftmaschine bestehend aus den beiden Kurbelwellenlagern (11,41), den beiden Kurbelwangen (9,10) und aus einem Kurwbelzapfen, der wiederum aus drei zueinander versetzt angeordnete Kurbelzapfenabschnitte (1,2,3) besteht. Dargestellt ist auch der Kurbelradius (r) der sich aus dem Abstand zwischen der Kurbelwellenachse (13) und der Kurbelzapfenachse (12) ergibt.The invention will be explained in more detail with reference to the exemplary embodiments shown in the drawings:
In 1 shows a crankshaft for an internal combustion engine, for example of a motor vehicle. The internal combustion engine is, for example, a self-igniting or spark-igniting internal combustion engine and has one or more cylinders. Shown is a crankshaft for a single-cylinder internal combustion engine consisting of the two crankshaft bearings ( 11 . 41 ), the two crank cheeks ( 9 . 10 ) and a crank pin, which in turn consists of three crank pin sections offset from one another ( 1 . 2 . 3 ) consists. Also shown is the crank radius (r) that results from the distance between the crankshaft axis ( 13 ) and the crank pin axis ( 12 ) results.

Die 2 zeigt die Draufansicht der Kurbelwelle bezogen auf die Vorderansicht der 1. Dargestellt sind die unteren Kurbelzapfenhälften (7,8,38), die oberen Kurbelzapfenhälften (4,5,6), der jeweiliger Kurbelzapfenversatz (42,43,44,45) sowie die Kurbelzapfenbreite (30,31,32) der Kurbelzapfenabschnitte (1,2,3).The 2 shows the top view of the crankshaft related to the front view of 1 , The lower crank pin halves are shown ( 7 . 8th . 38 ), the upper crank pin halves ( 4 . 5 . 6 ), the respective crank pin offset ( 42 . 43 . 44 . 45 ) and the width of the crank pin ( 30 . 31 . 32 ) of the crank pin sections ( 1 . 2 . 3 ).

Die 3 zeigt die Seitenansicht von links der Kurbelwelle, mit einem Schnitt durch den Kurbelzapfenabschnitt (2), bezogen auf die Vorderansicht der 1. Dabei hat der Kurbelzapfenwinkel (δ) hier einen Betrag von 90°, bezogen auf die Kurbelwangenachse (14). Die Gleit- beziehungsweise Kontaktflächen der Kurbelzapfenabschnitte (1,2,3) mit der jeweiligen Innenfläche der Pleuelaugenabschnitte (25,26,27) erfolgt über die Kurbelzapfenspitzen (34,35), (die Kurbelzapfenspitze des Kurbelzapfenabschnittes (1) ist in der 3 nicht dargestellt), und damit über die Kurbelzapfenbreite (30,31,32). Um eine hohe Flächenpressung an den Kurbelzapfenspitzen (34,35) sowie an den Innenflächen der Pleuelaugenabschnitte (25,26,27) insbesondere während den Gas- und Massenkräften zu vermeiden, sollten zum einen die Radien der Kurbelzapfenspitzen (34,35) als auch die Kurbelzapfenbreite (30,31,32) entsprechend groß dimensioniert werden. Außerdem sind die unteren Kurbelzapfenhälften (7,8), die oberen Kurbelzapfenhälften (4,5), der Kurbelzapfenversatz (42,43) sowie die Kurbelzapfenhauptachse (33) dargestellt.The 3 shows the side view from the left of the crankshaft, with a section through the crank pin section ( 2 ), related to the front view of the 1 , The crank pin angle (δ) here has an amount of 90 °, based on the crank arm axis ( 14 ). The sliding or contact surfaces of the crank pin sections ( 1 . 2 . 3 ) with the respective inner surface of the connecting rod eye sections ( 25 . 26 . 27 ) takes place via the crank pin tips ( 34 . 35 ), (the crank pin tip of the crank pin section ( 1 ) is in the 3 not shown), and thus over the width of the crank pin ( 30 . 31 . 32 ). To ensure a high surface pressure at the tips of the crank pins ( 34 . 35 ) and on the inner surfaces of the connecting rod eye sections ( 25 . 26 . 27 ) especially during the gas and mass forces, the radii of the crank pin tips ( 34 . 35 ) as well as the crank pin width ( 30 . 31 . 32 ) are dimensioned accordingly large. In addition, the lower crank pin halves ( 7 . 8th ), the upper crank pin halves ( 4 . 5 ), the crank pin offset ( 42 . 43 ) as well as the crank pin main axis ( 33 ).

Die 4 zeigt die Seitenansicht von links mit einem Schnitt durch den Kurbelzapfenabschnitt (2) der Kurbelwelle bezogen auf die Vorderansicht der 1 jedoch mit einem Kurbelzapfenwinkel (δ) = 30°.The 4 shows the side view from the left with a section through the crank pin section ( 2 ) of the crankshaft related to the front view the 1 but with a crank pin angle ( δ ) = 30 °.

Die 5 zeigt der Kurbelwelle gemäß den 1 bis 4 zugehöriges Pleuel (16) in der Vorderansicht. Darin sind die Pleuelaugenabschnitte (25,26,27) mit den entsprechenden Pleuelaugenradien (20,21,22), sowie die gemeinsamen Pleuelaugenmittelpunkt (28) und die Kreismittellinie (23) dargestellt, wobei die Pleuelaugenabschnitte (25,27) beziehungsweise die Pleuelaugenradien (20,22) in diesem Ausführungsbeispiel gleich groß sind. Weiterhin ist die Schubstangenlänge (1) sowie das kleine Pleuelauge (15) dargestellt.The 5 shows the crankshaft according to the 1 to 4 associated connecting rod ( 16 ) in the front view. The connecting rod eye sections ( 25 . 26 . 27 ) with the corresponding connecting rod radii ( 20 . 21 . 22 ), as well as the common connecting rod center ( 28 ) and the circular center line ( 23 ), the connecting rod eye sections ( 25 . 27 ) or the conrod eye radii ( 20 . 22 ) are the same size in this embodiment. Furthermore, the push rod length ( 1 ) and the small connecting rod eye ( 15 ).

Die 6 zeigt im Halbschnitt die Seitenansicht des Pleuels (16) bezogen auf die Vorderansicht der 5. Dargestellt sind unter anderem die Pleuelaugenabschnitte (25,26,27) mit den entsprechenden Pleuelaugenradien (20,21,22) sowie die Pleuelaugenachse (37).The 6 shows the side view of the connecting rod in half section ( 16 ) related to the front view of the 5 , Among others, the connecting rod eye sections are shown ( 25 . 26 . 27 ) with the corresponding connecting rod radii ( 20 . 21 . 22 ) and the connecting rod eye axis ( 37 ).

Die 7 zeigt eine Zusammenbauzeichnung des erfindungsgemäßen Kurbeltriebs gemäß 6 und 1, jedoch mit Kurbelzapfenwinkel (δ) = 0° sowie bei einem Kurbelwinkel (α) = 0°. Die Exzentrizität bezüglich Pleuelaugenmittelpunkt (28) und Kurbelzapfenmittelpunkt (36) und damit zwischen der Pleuelaugenachse (37) und der Kurbelzapfenachse (12) um den Betrag des Mittelpunktversatzes (40) ergibt sich dadurch, dass die obere Kurbelzapfenhälfte (4) größer ist, als das zugehörige Pleuelaugenradius (21) des Pleuelaugenabschnittes (26). Die unteren Kurbelzapfenhälften (7,8,38) der Kurbelzapfenabschnitte (1,2,3) sind kleiner als die Pleuelaugenradien (20,21,22) und können entsprechend so groß dimensioniert werden, dass zum einen der freie Lauf der Exzentrizität bezüglich Pleuelaugenmittelpunkt (28) und Kurbelzapfenmittelpunkt (36), beziehungsweise zwischen der Pleuelaugenachse (37) und der Kurbelzapfenachse (12) in Abhängigkeit vom Kurbelwinkel (α) sichergestellt ist, und zum anderen um eine hohe Festigkeit an der Kurbelwelle insbesondere an den jeweiligen Übergängen der Kurbelzapfenabschnitte (1,2,3) zu erreichen.The 7 shows an assembly drawing of the crank mechanism according to the invention 6 and 1 , but with crank pin angle ( δ ) = 0 ° and with a crank angle (α) = 0 °. The eccentricity with respect to the connecting rod eye center ( 28 ) and crank pin center ( 36 ) and thus between the connecting rod eye axis ( 37 ) and the crank pin axis ( 12 ) by the amount of the midpoint offset ( 40 ) results from the fact that the upper half of the crank pin ( 4 ) is larger than the corresponding connecting rod eye radius ( 21 ) of the connecting rod eye section ( 26 ). The lower crank pin halves ( 7 . 8th . 38 ) of the crank pin sections ( 1 . 2 . 3 ) are smaller than the connecting rod radii ( 20 . 21 . 22 ) and can be dimensioned so large that on the one hand the free running of the eccentricity with respect to the connecting rod eye center ( 28 ) and crank pin center ( 36 ), or between the connecting rod eye axis ( 37 ) and the crank pin axis ( 12 ) depending on the crank angle (α) is ensured, and on the other hand for high strength on the crankshaft, in particular on the respective transitions of the crank pin sections ( 1 . 2 . 3 ) to reach.

Da die Gesamthöhe, obere Kurbelzapfenhälfte (4) plus untere Kurbelzapfenhälfte (8), des Kurbelzapfenabschnittes (2) kleiner ist als der Durchmesser des Pleuelaugenabschnittes (26) wird zur Führung des Pleuels (16) mindestens ein zusätzliches Pleuelaugenabschnitt (25) benötig, wobei aus Symmetriegründen hier nach ein weiteres Pleuelaugenabschnitt (27) verwendet wird. Mit den Pleuelaugenabschnitte (25,27) kann sichergestellt werden, dass bei jedem Kurbelwinkel (α) sowohl die obere Kurbelzapfenhälfte (4) mit dem Pleuelaugenabschnitt (26), als auch die beiden oberen Kurbelzapfenhälften (5,6) mit den Pleuelaugenabschnitte (25,27) immer in Kontakt stehen und damit auch die Gleitführung des Pleuels (16) garantiert wird. Die beiden Pleuelaugenabschnitte (25,27) sind in diesem Ausführungsbeispiel im Durchmesser gleich groß und haben außerdem auch mit dem Durchmesser des Pleuelaugenabschnittes (26) den gleichen Pleuelaugenmittelpunkt (28). Die Pleuelaugenradien (20,22) der beiden Pleuelaugenabschnitte (25,27) sind größer als die zugehörigen oberen Kurbelzapfenhälften (5,6).Since the total height, upper crank pin half ( 4 ) plus lower crank pin half ( 8th ), the crank pin section ( 2 ) is smaller than the diameter of the connecting rod eye section ( 26 ) is used to guide the connecting rod ( 16 ) at least one additional connecting rod eye section ( 25 ) is required, with another connecting rod eye section (for reasons of symmetry) 27 ) is used. With the connecting rod eye sections ( 25 . 27 ) it can be ensured that with each crank angle (α) both the upper crank pin half ( 4 ) with the connecting rod eye section ( 26 ), as well as the two upper crank pin halves ( 5 . 6 ) with the connecting rod eye sections ( 25 . 27 ) are always in contact and thus also the connecting rod sliding guide ( 16 ) is guaranteed. The two connecting rod eye sections ( 25 . 27 ) have the same diameter in this embodiment and also have the same diameter as the connecting rod eye section ( 26 ) the same connecting rod eye center ( 28 ). The connecting rod radii ( 20 . 22 ) of the two connecting rod eye sections ( 25 . 27 ) are larger than the corresponding upper crank pin halves ( 5 . 6 ).

Die 8 zeigt eine weitere Zusammenbauzeichnung des erfindungsgemäßen Kurbeltriebs gemäß 3 und 5, jedoch mit Kurbelzapfenwinkel (δ) = 0° und bei einem Kurbelwinkel (α) = 0°. Die maximale Exzentrizität zwischen der Pleuelaugenmittellinie (23) und der Kurbelzapfenachse (12) liegt in Richtung der Zylinderachse (39) bei Kurbelwinkel (α) = 0° vor und entspricht dem Mittelpunktversatz (40). Bei diesem Ausführungsbeispiel des erfindungsgemäßen Kurbeltriebs wird die obere Totpunktlage des Kolbens, wie auch bei den herkömmlichen Kurbeltriebe, bei einem Kurbelwinkel (α) = 0° erreicht, jedoch wird bei diesem Ausführungsbeispiel der maximale Kolbenhub (s) um das zweifache des Mittelpunktversatzes (40) vergrößert.The 8th shows a further assembly drawing of the crank mechanism according to the invention 3 and 5 , but with crank pin angle ( δ ) = 0 ° and with a crank angle (α) = 0 °. The maximum eccentricity between the connecting rod center line ( 23 ) and the crank pin axis ( 12 ) lies in the direction of the cylinder axis ( 39 ) at crank angle (α) = 0 ° and corresponds to the center offset ( 40 ). In this embodiment of the crank drive according to the invention, the top dead center position of the piston, as in the conventional crank drives, is reached at a crank angle (α) = 0 °, but in this embodiment the maximum piston stroke (s) is twice the center point offset ( 40 ) enlarged.

Die 9 zeigt eine Zusammenbauzeichnung des erfindungsgemäßen Kurbeltriebs gemäß 3 und 5, jedoch mit einem Kurbelzapfenwinkel (δ) = 0° sowie bei einem Kurbelwinkel (α) = 180°.The 9 shows an assembly drawing of the crank mechanism according to the invention 3 and 5 , but with a crank pin angle (δ) = 0 ° and with a crank angle (α) = 180 °.

Die 10 zeigt eine Zusammenbauzeichnung des erfindungsgemäßen Kurbeltriebs gemäß 3 und Figur 5 bei einem Kurbelwinkel (α) = 20°.The 10 shows an assembly drawing of the crank mechanism according to the invention 3 and FIG. 5 at a crank angle (α) = 20 °.

Die 11 zeigt den jeweiligen Verlauf des Kolbenweges des herkömmlichen Kurbeltriebs und des erfindungsgemäßen Kurbeltriebs in Abhängigkeit von Kurbelwinkel (α). Sowohl bei dem herkömmlichen als auch bei dem erfindungsgemäßen Kurbeltrieb wurde beispielsweiße ein Kurbelradius (r) = 35mm und eine Schubstangenlänge (1) = 125mm verwendet, wobei beim erfindungsgemäßen Kurbeltrieb außerdem einen Mittelpunktversatz (40) = 2,5mm sowie zwei verschiede Kurbelzapfenwinkel (δ) = 0° beziehungsweiße 90° berücksichtigt wurden. Die lang gestrichelte Kurve mit der Bezeichnung „neuer Kurbeltrieb mit delta = 90°" ist um einige Kurbelwinkel (α) bezüglich der ungestrichelte Kurve „herkömmlicher Kurbeltrieb" in Richtung zu größeren Kurbelwinkel (α) hin verschoben. Die kurz gestrichelte Kurve mit der Bezeichnung „neuer Kurbeltrieb mit delta = 0°" ist hingegen lediglich in der Amplitude jeweils um den Betrag des Mittelpunktversatzes (40) vergrößert, hat jedoch die gleiche Phase wie die ungestrichelte Kurve „herkömmlicher Kurbeltrieb".The 11 shows the respective course of the piston travel of the conventional crank mechanism and the crank mechanism according to the invention as a function of crank angle (α). For both the conventional and the crank drive according to the invention, a crank radius (r) = 35 mm and a push rod length ( 1 ) = 125mm used, with the crank mechanism according to the invention also having a center offset ( 40 ) = 2.5mm and two different crank pin angles ( δ ) = 0 ° or white 90 ° were taken into account. The long dashed curve with the designation "new crank drive with delta = 90 °" is shifted by a few crank angles (α) with respect to the un dashed curve "conventional crank drive" towards larger crank angles (α). The short dashed curve with the designation "new crank mechanism with delta = 0 °", however, is only in amplitude by the amount of the center offset ( 40 ) enlarged, but has the same phase as the un dashed curve "conventional crank mechanism".

Die 12 zeigt einen vergrößerten Ausschnitt des Diagramms gemäß 11. Darin wird der Verlauf des erfindungsgemäßen Kurbeltriebs und damit die Unterschiede zu dem herkömmlichen Kurbeltrieb in einem größeren Maßstab verdeutlicht.The 12 shows an enlarged section of the diagram according to 11 , The course of the crank mechanism according to the invention and thus the differences from the conventional crank mechanism are illustrated on a larger scale.

Die 12 bis 20 zeigen weitere Ausführungsbeispiele der Erfindung gemäß 3 und 5 und werden in der nachfolgenden Beschreibung näher erläutert, wobei der Kurbelwinkel (α) von 0° bis 360° Kurbelwinkel variiert wird.The 12 to 20 show further embodiments of the invention according to 3 and 5 and are explained in more detail in the following description, the crank angle (α) being varied from 0 ° to 360 ° crank angle.

Beschreibung des Ausführungsbeispielsdescription of the embodiment

Wird beispielsweise dem Kurbelzapfenabschnitt (2) das im Durchmesser der kleinere Pleuelaugenabschnitt (26) und entsprechend den Kurbelzapfenabschnitte (1,3) die übrigen zwei im Durchmesser größeren der Pleuelaugenabschnitte (25,27) zugeordnet, so liegt bei einem Kurbelwinkel (α) = 0° der Pleuelaugenmittelpunkt (28) exzentrisch zum Kurbelzapfenmittelpunkt (36). Das Pleuelaugenmittelpunkt (28) und das Kurbelzapfenmittelpunkt (36) sind dabei in horizontaler Richtung um den Mittelpunktversatz (40) versetzt zu einander angeordnet, wobei in Richtung der Zylinderachse (39) diese beiden Mittelpunkte auf der gleichen Höhe liegen. Dadurch ist das Pleuel (16) bei Kurbelwinkel α = 0° um den Schwenkwinkel (β₀) bezogen auf die Zylinderachse (39) versetzt angeordnet, wobei sich cos(β₀) aus dem Verhältnis Pleuellänge (1) zu Mittelpunktversatz (40) ergibt. Mit zunehmendem Kurbelwinkel (α) rotiert der Kurbelzapfen beziehungsweise die Kurbelzapfenabschnitte (1,2,3) mit dem Kurbelzapfenmittelpunkt (36) im Abstand des Kurbelradius (r) um die Kurbelwellenachse (13), und gleichzeitig rotieren die Kurbelzapfenabschnitte (1,2,3) um die Kurbelzapfenachse (12) sowie in den jeweils zugehörige Pleuelaugenabschnitte (25,26,27). Während ab Kurbelwinkel (α) = 0° der Kurbelzapfen beziehungsweise die Kurbelzapfenabschnitte (1,2,3) sowie das an den Kurbelzapfenabschnitte (1,2,3) drehbar gelagerter Pleuel (16) eine in Richtung der Zylinderachse (39) abwärts gerichtete Bewegung durchführen, erfährt das Pleuel (16) sowie das am kleinen Pleuelauge (15) im Allgemeinen montierte Kolben zusätzlich eine durch den Mittelpunktversatz (40) aufwärts gerichtete Bewegung. Diese Relativbewegung bzw. dieser veränderlicher Abstand in Richtung der Zylinderachse (39) zwischen Pleuelaugenmittelpunkt (28) und Kurbelzapfenmittelpunkt (36) erreicht bei einem Kurbelwinkel (α) = 90° beziehungsweise bei 270° die maximale Exzentrizität, wobei diese maximale Exzentrizität genau dem Mittelpunktversatz (40) entspricht. Ab einem Kurbelwinkel (α) > 90° wird in Richtung der Zylinderachse (39) die Exzentrizität zwischen Pleuelaugenmittelpunkt (28) und Kurbelzapfenmittelpunkt (36) stetig wieder kleiner, bis bei Kurbelwinkel (α) = 180° die Exzentrizität wieder null bzw. in waagrechter Richtung wieder maximal wird.For example, if the crank pin section ( 2 ) the diameter of the smaller connecting rod eye section ( 26 ) and according to the crank pin sections ( 1 . 3 ) the remaining two connecting rod eye sections with a larger diameter ( 25 . 27 ), the connecting rod eye center is at a crank angle (α) = 0 ° ( 28 ) eccentric to the center of the crank pin ( 36 ). The connecting rod eye center ( 28 ) and the crank pin center ( 36 ) are in the horizontal direction around the midpoint offset ( 40 ) arranged offset to each other, in the direction of the cylinder axis ( 39 ) these two centers are at the same height. This is the connecting rod ( 16 ) at crank angle α = 0 ° around the swivel angle (β ₀ ) related to the cylinder axis ( 39 ) offset, whereby cos (β ₀ ) is derived from the ratio of the connecting rod length ( 1 ) to center offset ( 40 ) results. As the crank angle (α) increases, the crank pin or the crank pin sections ( 1 . 2 . 3 ) with the crank pin center ( 36 ) at a distance of the crank radius (r) around the crankshaft axis ( 13 ), and at the same time the crank pin sections rotate ( 1 . 2 . 3 ) around the crank pin axis ( 12 ) and in the corresponding connecting rod eye sections ( 25 . 26 . 27 ). While from crank angle (α) = 0 ° the crank pin or the crank pin sections ( 1 . 2 . 3 ) and that on the crank pin sections ( 1 . 2 . 3 ) pivoted connecting rod ( 16 ) one in the direction of the cylinder axis ( 39 ) perform a downward movement, the connecting rod ( 16 ) and that on the small connecting rod eye ( 15 ) generally mounted pistons additionally one by the center offset ( 40 ) upward movement. This relative movement or this variable distance in the direction of the cylinder axis ( 39 ) between the connecting rod center ( 28 ) and crank pin center ( 36 ) reaches the maximum eccentricity at a crank angle (α) = 90 ° or at 270 °, whereby this maximum eccentricity exactly corresponds to the center point offset ( 40 ) corresponds. From a crank angle (α)> 90 ° in the direction of the cylinder axis ( 39 ) the eccentricity between the connecting rod center ( 28 ) and crank pin center ( 36 ) steadily smaller again until the eccentricity becomes zero again in the crank angle (α) = 180 ° or maximum again in the horizontal direction.

<1> „Bau und Berechnung von Verbrennungsmotoren", Springer-Verlag, Auflage 1983, Seite 72.
<2> „Triebwerke schnellaufender Verbrennungsmotoren", Springer-Verlag, Auflage 1966, Seite 59.
<1>"Construction and calculation of internal combustion engines", Springer-Verlag, edition 1983, page 72.
<2>"Engines of high-speed internal combustion engines", Springer-Verlag, edition 1966, page 59.

Claims

Crank drive of a reciprocating internal combustion engine with a crankshaft which has at least one crank pin on which a connecting rod with its large connecting rod eye is rotatably supported, characterized in that each crank pin has at least two radially to the crank pin axis ( 12 ) offset and axially arranged crank pin sections ( 2 . 3 ) and that the axes of the respective crank pin sections ( 2 . 3 ) any crank pin angle ( 6 ) with the crank arm axis ( 14 ) and that large connecting rod eyes of the connecting rod mounted on each crank pin have at least two connecting rod eye sections ( 26 . 27 ) which has the same connecting rod eye axis ( 37 ) and have a different diameter and are arranged axially to one another.

Crank drive according to claim 1, characterized in that at least one of the connecting rod eye radii ( 21 . 22 ) is smaller than one of the upper crank pin halves ( 4 . 5 ) and at least one of the connecting rod radii ( 21 . 22 ) is larger than one of the upper crank pin halves ( 4 . 5 ), whereby the respective order and assignment of the connecting rod eye sections ( 26 . 27 ) with the corresponding crank pin sections ( 2 . 3 ) are freely selectable.

Crank drive according to one of claims 1 or 2, characterized in that both the shape of the offset crank pin sections ( 2 . 3 ) as well as the crank pin width ( 31 . 32 ) as well as the connecting rod eye width ( 18 . 19 ) are freely selectable.

Crank drive according to one of claims 1 to 3, characterized in that the sizes of the respective crank pin offsets ( 42 . 43 ) adjacent crank pin sections ( 2 . 3 ) both in the direction of the main crankpin axis ( 33 ) as well as in the remaining circumferential direction of the crank pin axis ( 12 ) are freely selectable.

Crank drive according to one of claims 1 to 4, characterized in that the size of the center offset ( 40 ) by the size difference of the connecting rod eye radii ( 21 . 22 ) and the upper crank pin halves ( 4 . 5 ) is given and can be freely selected.

Crank drive according to one of claims 1 to 5, characterized in that both the diameter of the connecting rod eye sections ( 26 . 27 ) and therefore also the connecting rod eye radii ( 21 . 22 ) as well as the sizes of the upper crank pin halves ( 4 . 5 ) are freely selectable.