DE19638562A1

DE19638562A1 - Crank drive to reduce friction loss in double=acting system

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Publication number: DE19638562A1
Application number: DE1996138562
Authority: DE
Inventors: Peter Maeckel
Original assignee: Individual
Current assignee: Maeckel Peter Dipl-Ing 34125 Kassel De Feuln
Priority date: 1996-09-20
Filing date: 1996-09-20
Publication date: 1998-03-26

Abstract

In double-acting crank gearing, the external force and torque i.e. the eccentricity of the piston in the compression and expansion stages and forces loading the block relative the shaft, apart from transverse forces on the bearings, are so distributed to suit the duty. In this way the residual torque, Mrest, as a function of eccentricity and torque is taken up by the linear guide of the crank circuit and results in a minimum force load at higher speeds. This also reduces the transverse forces loading the crank guide. Thus in the summated balance there is an appreciable reduction in friction sufficient to allow a lighter crank design to be used. Thus in contrast to the concentric or in-line axis and guide pair arrangement, the axes can be spaced out, i.e. offset and the remaining components e.g. piston etc can be lined up with the crank guide system. Misalignment can be compensated by the degree of offset or by joints or other easy-flexing connection to the crank.

Description

Die vorgeschlagene Anordnung ermöglicht die Querkräfte der Linearführung von doppeltwirkenden Kurbelschlaufen gerade in den Phasenlagen zu minimieren, in denen hohe Lineargeschwindigkeiten vorliegen, so daß in der Gesamtbilanz die Reibverluste verringert werden. Zudem ergibt sich eine platzsparende Bauweise.The proposed arrangement enables the lateral forces of the linear guide from To minimize double-acting crank loops especially in the phase positions in which high Linear speeds are present, so that the overall loss reduces the friction losses will. In addition, there is a space-saving design.

Diese Vorteile werden dadurch erreicht, daß die äußeren Kräfte z. B. durch Kolben, die mit der Kurbelschlaufe verbundenen sind, zueinander und gegenüber der Kurbelachse versetzt angreifen. Die Linearführung ist ggf. dazu separat angeordnet. Die Exentrizitäten der äußeren Kräfte werden so mit ihrem Betrag und Richtung entsprechend des jeweiligen Anwendungsfalls und entsprechend der jeweils entscheidenden Phasenlage abgestimmt, daß das verbleibenden Restmoment der Kurbelschlaufe minimal wird.These advantages are achieved in that the external forces such. B. by pistons with the Crank loop are connected to each other and offset from the crank axis attack. The linear guide may be arranged separately for this purpose. The eccentricities of the outer Forces are determined with their amount and direction according to the respective application and adjusted according to the decisive phase position that the remaining Residual torque of the crank loop becomes minimal.

Patent description

Ein Vorteil von doppeltwirkenden Kurbelschlaufen z. B. bei Kraft- und Arbeitsmaschinen mit Hubkolben ist, daß ein Teil der Expansionsarbeit zur Verrichtung der notwendigen Kompressionsarbeit direkt über die Kurbelschlaufe an den entsprechend gegenüberliegenden Kolben geleitet werden kann, ohne durch Maschinenelemente mit großen Relativbewegungen die Verschleiß verursachen und mit Reibungsverlusten verbunden übertragen werden zu müssen. Bei der doppeltwirkenden Kreuzkurbelschlaufen wird so über die Gelenke, d. h. den Gleitstein und den Kurbelzapfen, fast ausschließlich Nutzarbeit abgeführt. Zudem ergibt sich eine kompakte und mechanisch einfache Bauweise.One advantage of double-acting crank loops e.g. B. with power and work machines Reciprocating piston is part of the expansion work necessary to perform Compression work directly on the crank loop on the corresponding opposite Pistons can be passed without going through machine elements with large relative movements which cause wear and are transmitted with friction losses have to. With the double-acting cross-crank loops, the joints, i.e. H. the Sliding block and the crank pin, almost exclusively removed useful work. It also results a compact and mechanically simple design.

Einfache Kurbelschlaufen, schematisch dargestellt in Fig. 1, üben jedoch Querkräfte auf die Linearführung aus. Bei Maschinen mit einem Kolbenpaar und einer Kurbelschlaufe ist ein vollständiger Massenausgleich nur durch eine zusätzliche mit Kurbelwellendrehzahl aber entgegengesetzt rotierende Ausgleichswelle möglich. Durch eine Kreuzanordnung (siehe Fig. 2) zweier Kurbelschlaufen kann ein vollständiger Ausgleich der Massenkräfte erreicht werden. Die Querkräfte auf die Linearführung bleiben jedoch für alle Varianten erhalten.Simple crank loops, shown schematically in Fig. 1, however exert lateral forces on the linear guide. In machines with a pair of pistons and a crank loop, full mass balancing is only possible with an additional balancing shaft rotating at the crankshaft speed but in the opposite direction. By means of a cross arrangement (see FIG. 2) of two crank loops, a complete balance of the mass forces can be achieved. However, the lateral forces on the linear guide are retained for all variants.

Eine querkräftefreie Linearführung bedeutet, daß die Momentenbilanz aller übrigen an der Kurbelschlaufe angreifenden Kräfte Null wird. Bei den bekannten einfachen oder doppeltwirkenden Kurbelschlaufen greifen jedoch die äußeren Kräfte symmetrisch und parallel in Höhe der Kurbelachse an. Die Linearführung der Kurbelschlaufe kann daher nur dann querkraftfrei sein, wenn die äußeren Kräfte und die Kurbelkräfte die über den Gleitstein wirken in einer Ebene liegen. Dies ist hier jedoch leider nur in den Totpunktlage der Fall, in denen die Geschwindigkeit der Kurbelschlaufe gering ist. In allen übrigen Phasenlagen dagegen, wie aus Fig. 1 und 2 ersichtlich, wachsen mit der Lineargeschwindigkeiten der Kurbelschlaufe bei dieser Anordnung auch die Querkräfte auf die Linearlager an, da diese durch Kompensation der übrigen äußeren Kräfte ausschließlich von den exzentrischen Gleitsteinkräften abhängig sind. Aus dem resultierenden Kippmoment bei großen Geschwindigkeiten ergeben sich hohe Reibverluste in den Linearlagern.A linear guide free of lateral forces means that the moment balance of all other forces acting on the crank loop becomes zero. In the known single or double-acting crank loops, however, the external forces act symmetrically and in parallel at the level of the crank axis. The linear guide of the crank loop can therefore only be free of lateral forces if the external forces and the crank forces acting on the sliding block lie in one plane. Unfortunately, this is only the case here in the dead center position, in which the speed of the crank loop is low. In all other phase positions, on the other hand, as can be seen from FIGS. 1 and 2, the lateral forces on the linear bearings also increase with the linear speeds of the crank loop in this arrangement, since these are solely dependent on the eccentric sliding block forces by compensating the other external forces. The resulting tilting moment at high speeds results in high friction losses in the linear bearings.

Die Erfindung ermöglicht die Vermeidung von Querkräften auf die Linearführung gerade zu den Phasenlagen hoher Geschwindigkeit der Kurbelschlaufe, indem die Angriffspunkte der auf die Kurbelschleife wirkenden Kräfte durch Abstimmung entsprechend des Anwendungsfalls umverteilt werden. Demgegenüber erhöht sich das Kippmoment in den Phasenlagen geringer Geschwindigkeit der Kurbelschlaufe. Es ergeben sich somit gegenüber konventionellen Anordnungen in der Gesamtbilanz vor allem durch die geringeren Reibungsverluste in Phasenlagen mit großem Leistungstransport geringere Reibungsverluste. Die Kompensation der Momente soll am Beispiel eines Kreuzkolben-Zweitaktmotors bzw. einer Kreuzkolben- Stirlingmaschine jeweils mit doppeltwirkenden Kurbelschlaufe erläutert werden. Entscheidend für die querkraftverminderte Auslegung der Linearführung der Kurbelschlaufe sind zum einen die Kenntnisse über die Leistungsumsätze der einzelnen Kolben über den Kurbelwinkel bzw. dessen Phase und der daraus resultierende Versatz der Kolbenachsen, wie in Fig. 3 dargestellt.The invention makes it possible to avoid lateral forces on the linear guide, particularly at the phase positions of the high speed of the crank loop, by redistributing the points of application of the forces acting on the crank loop by tuning according to the application. In contrast, the overturning moment increases in the phase positions of the crank loop at low speed. Compared to conventional arrangements in the overall balance, lower friction losses result primarily from the lower friction losses in phase positions with large power transport. The compensation of the moments will be explained using the example of a cross-piston two-stroke engine or a cross-piston Stirling engine, each with a double-acting crank loop. Decisive for the design of the linear guidance of the crank loop with reduced lateral force is firstly the knowledge of the power conversions of the individual pistons via the crank angle or its phase and the resulting offset of the piston axes, as shown in FIG. 3.

Der Leistungsumsatz eines Kolbens wird bei den oben genannten Maschinen entsprechend der Phase im Betrag und Vorzeichen variieren, womit auch Betrag und Vorzeichen der Kolbenkraft wechselt. Beispielsweise wirken bei Zweitaktmotoren oder doppeltwirkendem Stirlingmaschinen die Kräfte F₁ und F₂ auf den gegenüberliegenden Kolbenseiten. In Fig. 3 wurden diese an den Kolben wirkenden Kräfte freigeschnitten. Das daraus resultierende Moment M greift an der Kurbelwelle an. Die Kolbenkräfte selbst sind vom Arbeitstakt bzw. Arbeitsweise des Kolbens abhängig. Es kann beispielsweise am Kolben A auf der einen Seite gerade die Arbeit, Kraft F_A1 mal Weg s, zugeführt auf der anderen Seite die Leistung, Kraft F_A2 mal Lineargeschwindigkeit, abgenommen werden, was dem Arbeitstakt "Verbrennung" bzw. "Kompression" für den Zweitaktmotors entspricht. An dem gegenüberliegenden Kolben B wird z. B. nur Leistung abgeführt, da gerade mit der Kraft F_B1 "verdichtet" und mit der Kraft F_B2 "angesaugt" wird.The power conversion of a piston in the machines mentioned above will vary in amount and sign according to the phase, which also changes the amount and sign of the piston force. For example, with two-stroke engines or double-acting Stirling engines, the forces F₁ and F₂ act on the opposite piston sides. In Fig. 3, these forces acting on the pistons have been cut out. The resulting moment M acts on the crankshaft. The piston forces themselves depend on the work cycle or the way the piston works. For example, on piston A the work, force F _A1 times distance s, and on the other hand, the power, force F _A2 times linear velocity, can be taken off, which is what the "combustion" or "compression" cycle for corresponds to the two-stroke engine. On the opposite piston B z. B. only power dissipated, because it is "compressed" with force F _B1 and "sucked in" with force F _B2 .

Schneidet man eine einzelne Kurbelschlaufe frei, indem die Kolbenkräfte, wie in Fig. 4, zu F₁ bzw. F₂ zusammengefaßt werden, erkennt man, daß durch eine Exzentrizität der Kolben bzw. der resultierenden Kolbenkräfte relativ zur Symmetrieachse der Kurbelschlaufe ein Ausgleich über das Wellenmoment M bzw. über die daraus resultierenden Kraft F_K. am Gleitstein erreicht werden kann, so daß das Restmoment M_rest, welches dem verbleibenden Kippmoment entspricht, aufgehoben werden kann.If you cut a single crank loop free by combining the piston forces, as in Fig. 4, to F₁ or F₂, you can see that an eccentricity of the pistons or the resulting piston forces relative to the axis of symmetry of the crank loop compensates for the shaft torque M or the resulting force F _K. can be reached on the sliding block, so that the residual torque M _rest , which corresponds to the remaining tilting moment, can be canceled.

Soll das Restmoment M_rest gegen Null streben, müssen die Abstände a und b das Momentengleichgewicht, 0=F_K b-F₂ a, um den Kraftangriffspunkt von Kraft F₁ erfüllen. Zusammen mit dem horizontalen Kräftegleichgewicht 0=F₁ -F₂ -F_K, ergibt sich das erforderlich Verhältnis der Abstände a und b in Abhängigkeit der resultierenden Kolbenkräfte zu a/b= F₁/F₂-1. Mit b=r-½a ergibt sich die Exzentrizität e=½a der Kolben gegenüber der Kurbelachse zu e= ½ (F₁/F₂-1)(r-½a).If the residual torque M _rest strive towards zero, the distances a and b must equal the momentum, 0 = F _K b-F₂ a, to meet the force application point of force F₁. Together with the horizontal balance of forces 0 = F₁ -F₂ -F _K , the required ratio of the distances a and b results depending on the resulting piston forces to a / b = F₁ / F₂-1. With b = r-½a, the eccentricity e = ½a of the pistons with respect to the crank axis results in e = ½ (F₁ / F₂-1) (r-½a).

Rückt der Kurbelwinkel gegenüber Fig. 4 weiter in Richtung des linken Totpunktes vor, verringert sich die Notwendigkeit das Restmoment gering zu erhalten, da die Lineargeschwindigkeit der Kurbelschlaufe sinkt und somit die Verluste durch Reibung geringer werden. Eine fortgeschrittene Phasenlage bei identischen Abständen a und b zeigt Fig. 5. Um in diesem Fall das Kippmoment vollständig zu Kompensieren, müßte die Kraft F₂ = 0 und die Kraft F₁ = F_K sein. Zumeist nehmen aber die Absolutbeträge der Kräfte F₁, F₂ und F_K ab, je weiter sich die Phasen den Totpunkten nähert. (Bei aufgeladenen Stirlingmotoren ist jedoch mit einem Restmoment in Abhängigkeit des Kolbenstangendurchmessers und des Getriebegehäusedruckes zu rechnen.) Mit dem Überschreiten der Totpunktphasenlage kehren sich sowohl die Abmessungen a und b als auch die Kräfteverhältnisse an den Kolben um. Die Kolbenkraft F_B1 in Fig 3 beispielsweise wird zunehmen, da im Falle des Zweitaktmotors auf dieser Seite der Verbrennungsvorgang stattfindet. Aus Fig. 6 ist zu erkennen, daß die geometrischen Verhältnisse es daher erlauben das Restmoment, wie schon zuvor bezüglich Fig. 4 beschrieben, gering zu halten bzw. vollständig zu kompensieren. Im Extremfall können die angreifenden Kolbenkräfte es auch erforderlich machen, daß die exzentrische Lage der Kolbenkräfte, wie in Fig. 7 dargestellt, größer als der Kurbelradius ist.If the crank angle advances further in the direction of the left dead center compared to FIG. 4, the need to keep the residual torque low is reduced, since the linear speed of the crank loop drops and thus the losses due to friction become lower. An advanced phase position at identical distances a and b is shown in FIG. 5. In order to fully compensate the tilting moment in this case, the force would have to be F₂ = 0 and the force F₁ = F _K. Mostly, however, the absolute amounts of the forces F 1, F 2 and F _K decrease the further the phases approach the dead centers. (In the case of supercharged Stirling engines, however, a residual torque depending on the piston rod diameter and the gearbox housing pressure can be expected.) When the dead center phase position is exceeded, the dimensions a and b as well as the force relationships on the pistons are reversed. The piston force F _B1 in FIG. 3, for example, will increase because in the case of the two-stroke engine, the combustion process takes place on this side. It can be seen from FIG. 6 that the geometrical relationships therefore make it possible to keep the residual torque low, or to compensate it completely, as already described with reference to FIG. 4. In extreme cases, the acting piston forces can also make it necessary for the eccentric position of the piston forces, as shown in FIG. 7, to be greater than the crank radius.

Ein praktischer, fertigungstechnischer Nachteil von gegeneinander versetzten Kolben und Linearführungen entsprechend Fig. 3 liegt darin, daß die Linearführungen und Dichtungslaufflächen nicht mit einem Werkzeug in einem Bearbeitungsgang bearbeitet werden können. Dieser Nachteil kann durch eine weitere Maßnahme, die in Fig. 8 dargestellt ist, ausgeglichen werden: Bei dieser Lösung wird von der sonst üblicherweise konzentrischen Lage von Kolbenachse und Linearführung abgewichen. Dadurch wird es möglich die Linearführungen in der Symetrieachse fluchtend anzuordnen. Der Fluchtungsfehler für die Kolbendichtungen dagegen wird irrelevant, da die Kolben nun gelenkig (hier Gelenk G in Fig. 8) mit der Kurbelschleife verbunden werden können. Wegen der geringen Winkelbewegung können diese auch durch Biegegelenke realisiert werden. Durch diese Funktionstrennung ergeben sich weitere entscheidender Vorteile bezüglich der Baugröße. Gegenüber konventionellen Anordnungen, bei denen Dichtungselemente und Linearführung hintereinander liegen müssen, befinden sich diese hier nebeneinander, wodurch sich die Spannweite von Kolben zu Kolben verringert. In der Anwendung dieses Getriebes für Stirlingmaschinen vergrößert sich gegebenenfalls der zur Verfügung stehende Raum R, der für Regenerator und Wärmeübertrager genutzt werden kann.A practical, manufacturing-technical disadvantage of offset pistons and linear guides according to FIG. 3 is that the linear guides and seal running surfaces cannot be machined with one tool in one processing step. This disadvantage can be compensated for by a further measure, which is shown in FIG. 8: in this solution, the otherwise usually concentric position of the piston axis and linear guide deviates. This makes it possible to align the linear guides in the symmetry axis. The misalignment for the piston seals, on the other hand, becomes irrelevant, since the pistons can now be connected to the crank loop in an articulated manner (here joint G in FIG. 8). Because of the small angular movement, these can also be realized by bending joints. This separation of functions results in further decisive advantages in terms of size. Compared to conventional arrangements, in which the sealing elements and the linear guide must lie one behind the other, these are located next to each other, which reduces the span from piston to piston. When using this transmission for Stirling engines, the available space R, which can be used for the regenerator and heat exchanger, may increase.

Claims

1. Arrangement for reducing the friction losses in double-acting crank loop transmissions, characterized in that in this arrangement, the points of application of the external forces or moments acting on the crank loop (ie the eccentricities,..., The respective forces,..., The subsequent Components, such as reciprocating pistons for compressing or expanding engines, working machines or combinations thereof, and the eccentricity of the force on the sliding block relative to the crankshaft, with the exception of the lateral forces on the axial bearings of the crank loop) by tuning according to the application, i.e. depending on the current power conversions of the subsequent components are redistributed so that the residual torque remaining on the crank loop (which must be absorbed by the linear guide of the crank loop, especially to the phase positions with high crank loop speed, is minimized, thereby reducing the Qu Forces (bearing forces) to be achieved on the linear guide of the crank loop in order to achieve a reduction in friction in the overall balance, and thereby the stress on the crank loop is reduced, so that it can be carried out more easily.

2. Arrangement for reducing friction losses in double-acting Crank loop transmission according to claim 1, characterized in that of the otherwise usual concentric and / or aligned position of the respective piston axis and Linear guide pairs of the crank loop can advantageously be deviated (i.e. the respective axes can be offset from each other), so that despite the claim 1 given eccentricity of the linear axes of the subsequent piston axes or the axes of the subsequent components each belonging to a crank loop Linear guides can be arranged in alignment.

3. Arrangement to reduce friction losses in double-acting Crank loop transmission according to claims 1 and 2, characterized in that at one Displacement of the linear guides or linear guide axis of the crank loop and the Linear guide axis of the subsequent pistons or the subsequent components, too connected to the crank loop by means of joints, flexible joints or flexible connections can be so that misalignments can be compensated.

4. Arrangement to reduce friction losses in double-acting Crank loop transmission according to claim 1, 2 and 3, characterized in that the Force application points of pistons or components resulting in a combined force and Working machine (for example a heat engine with an integrated compressor) belong to the crank loop are arranged so that depending on the force curves the individual pistons provides an optimal compensation with respect to claim 1 to 2.

5. Arrangement to reduce friction losses in double-acting Crank loop transmission according to claim 1, 2, 3 and 4, characterized in that the Crank loop at any angle to the axes of movement of the attacking it Piston or to their linear guide axis, which causes an inclination of the Crank loop and thereby the movement of the sliding block a change in the way-time radio tion of the pistons can be achieved, which is certain for the leadership thermodynamic cycle processes or other work processes and for the distribution of Forces or moments according to claim 1 can be advantageous.