DE4141384C2 - - Google Patents

Description

Die Erfindung bezieht sich hauptsächlich auf den Schwingentrieb an einem Zweitakt-Gegenkolbenmotor mit Reihenanordnung von mindestens zwei Zylindern in einer Zylinderebene, in denen je ein den Einlaß steuernden Kolben (Einlaßkolben) auf ein den Auslaß steuernder Kolben (Auslaßkolben) gegenläufig bewegbar sind, wobei die Einlaßkolben auf eine gemeinsame Kurbelwelle wirken, deren Drehachse in der Zylinderebene verläuft, und wobei die Auslaßkolben, die kleineren Hub und vorzugsweise auch kleineren Durchmesser als die Einlaßkolben haben, über Auslaßpleuel auf eine gemeinsame Schwinge wirken, deren Mittelachse in der Zylinderebene und deren motorfeste Schwingachse zwischen den beiden Zylinderachsen senkrecht zur Zylinderebene angeordnet ist und wobei die Kurbelwelle durch eine Koppelpleuelstange mit einem Ende der Schwinge gelenkig verbunden ist.

Ein Motor, der, abgesehen von der dort zwischen Kurbelwelle und Koppelpleuelstange zwischengeschalteten Kolbenspülpumpe, im Prinzip der genannten Bauart entspricht, ist in der DE-PS 6 89 383 beschrieben.

Daneben bezieht sich die Erfindung auch auf den Schwingentrieb an einem Einzylinder-Zweitakt-Gegenkolbenmotor, der sich von dem obengenannten Mehrzylindermotor im wesentlichen nur dadurch unterscheidet, daß nur der der Koppelpleuelstange benachbarte Zylinder vorhanden ist.

Bei der in der erwähnten DE-PS 6 89 383 schematisch dargestellten Schwingentrieb sind die schwingenseitigen Anlenkpunkte der Auslaßpleuel auf einer durch die Schwingachse gehenden Gerade angeordnet.

Bei dieser bekannten Kinematik des Schwingentriebs ist die Koppelpleuelstange auf Zug und Druck durch den besonders bei Dieselmotoren sehr großen maximalen Verbrennungsdruck sehr hoch belastet. Dies erfordert zur Gewährleistung der Festigkeit und Knicksicherheit eine schwere Bauart der sehr langen und schlanken Koppelpleuelstange mit der Folge hoher Massenkräfte, die die erreichbare Schnelläufigkeit des Motors begrenzen, so daß die vom Einlaßtrieb ertragbare Schnelläufigkeit nicht ausgeschöpft werden kann. Diese hohen Massenkräfte ergeben außerdem ein höheres Massenmoment erster Ordnung am Schwingentrieb als das entgegengesetzt wirkende Massenmoment am Einlaßtrieb, so daß, wenn die Massenmomente ausgeglichen werden sollen, die Einlaßkolben schwerer ausgeführt werden müssen als nötig.

Dabei ist die Minimierung der Massenkräfte des Schwingentriebs durch Verringerung von Bohrung und/oder Hub der Auslaßkolben durch die für einen ungehinderten Gaswechsel erforderlichen Auslaßsteuerkennwerte begrenzt.

Aufgabe der Erfindung ist es, eine Kinematik und Ausführung des Schwingen­ triebs aufzuzeigen, die eine wesentliche Verringerung der auf die Koppel­ pleuelstange wirkenden Zug- und Druckspitzenkraft ergibt und eine so leichte Bauweise des Schwingentriebs ermöglicht, daß einerseits die vom Schwingentrieb ertragbare Schnelläufigkeit nicht kleiner als die vom Ein­ laßtrieb ertragbare ist und andererseits das Massenmoment erster Ordnung des Schwingentriebs dem des Einlaßtriebs ohne zusätzliche Massenvergröße­ rung am Einlaßtrieb angeglichen werden kann.

Zur Erreichung dieser Aufgabe wird vorgeschlagen,

• - daß die schwingenseitigen Anlenkpunkte der Auslaßpleuel von einer Be­ zugsebene, die die Schwingachse enthält und senkrecht zur Zylinderachse liegt, im Verbrennungstotpunkt einen größeren Abstand haben als im Gas­ wechseltotpunkt
• - und daß die Anlenkpunkte gegenüber der Zylinderachse im Verbrennungstotpunkt zur Schwingachse hin und im Gaswechseltotpunkt von der Schwingachse weg versetzt sind.

Durch diese beiden kinematischen Merkmale wird zunächst eine günstigere periodische Änderung der Neigung und Neigungsrichtung des Auslaßpleuels zur Zylinderachse als bei der bekannten Kinematik erreicht.

Bei der letzteren liegt der Anlenkpunkt im Gaswechseltotpunkt oberhalb und im Verbrennungstotpunkt unterhalb der Bezugsebene, und der Kreisbogen, auf dem sich der Anlenkpunkt bewegt, wird je nach Größe des Kreisbogenradius entweder zweimal oder gar nicht von der Zylinderachse geschnitten. Beim Durchlaufen der beiden Schnittpunkte, von denen der eine nahe dem Gaswech­ seltotpunkt und der andere nahe dem Verbrennungstotpunkt liegt, ändert sich jeweils die Neigungsrichtung des Auslaßpleuels, und der Auslaßkolben wechselt seine Anlage im Zylinder, und zwar zweimal beim Kompressionshub und zweimal beim Expansionshub, insgesamt also viermal je Arbeitszyklus. Bei der erfindungsgemäßen Kinematik kann der Anlenkpunkt im Gaswechseltot­ punkt sowohl oberhalb als auch unterhalb der Bezugsebene, dagegen im Ver­ brennungstotpunkt nur unterhalb der Bezugsebene liegen, und der Kreisbo­ gen, auf dem sich der Anlenkpunkt bewegt, wird in jedem Fall nur einmal von der Zylinderachse geschnitten. Der Anlagewechsel des Auslaßkolbens beim Durchlaufen eines Schnittpunkts erfolgt nur je einmal beim Kompres­ sions- und Expansionshub, insgesamt also nur zweimal je Arbeitszyklus. Durch den Anlagewechsel wird eine ständige Erneuerung des Ölfilms zwischen Auslaßkolben und Zylinder erreicht und Reibung und Verschleiß gering ge­ halten. (Zusätzliche Anlagewechsel des Kolbens während eines Arbeitszyklus können sich ergeben, wenn die Massenkraft des Auslaßkolbens größer ist als die ihr entgegenwirkende Gaskraft, was praktisch entweder gar nicht oder nur nahe der Maximaldrehzahl der Fall ist).

Als praktisch günstige relative Quantifizierung der oben vorgeschlagenen Merkmale wird weiterhin vorgeschlagen, daß der Versatz des schwingenseiti­ gen Anlenkpunkts des Auslaßpleuels gegenüber der Zylinderachse im Gaswech­ seltotpunkt größer ist als im Verbrennungstotpunkt.

Durch die vorgeschlagene Kinematik ergibt sich außer der schon genannten Änderung der Neigung und Neigungsrichtung des Auslaßpleuels eine gegenüber der bekannten Kinematik viel stärkere und günstigere Änderung des an der Schwinge wirksamen Hebelarms des Auslaßkolbens im Verlauf eines Arbeitszy­ klus. Dieser wirksame Hebelarm ist der Abstand des Schnittpunkts der Aus­ laßpleuelachse mit der genannten Bezugsebene von der Schwingachse, und er wird durch die kontinuierliche Änderung der Neigung des Auslaßpleuels wäh­ rend eines Arbeitszyklus ebenfalls kontinuierlich geändert. Dabei erreicht der wirksame Hebelarm, anders als bei der bekannten Kinematik, im Verbren­ nungstotpunkt (VT) sein Minimum und im Gaswechseltotpunkt (GT) sein Maxi­ mum.

Zur praktisch günstigen Quantifizierung der Veränderung des wirksamen He­ belarms wird vorgeschlagen, daß der an der Schwinge wirksame Hebelarm des Auslaßkolbens im Gaswechseltotpunkt zwei- bis viermal so groß wie im Ver­ brennungstotpunkt ist.

Bei Einhaltung dieses Merkmals werden einerseits die Vorteile der Erfin­ dung bereits in erheblichem Maße wirksam, andererseits werden nachteilige Auswirkungen in erträglichen Grenzen gehalten. Die nachteiligen Auswirkun­ gen eines zu großen Unterschieds zwischen dem wirksamen Hebelarm im Gaswechsel- und im Verbrennungstotpunkt sind im wesentlichen folgende:

• - Die mit zunehmendem Unterschied des wirksamen Hebelarms stark ansteigen­ den unausgeglichenen Massenkräfte zweiter und höherer Ordnung des Schwingentriebs können den Schwingungskomfort des Motors spürbar beein­ trächtigen.
• - Wenn ein doppeltwirkendes Kolbenspülgebläse direkt von einem Auslaßkol­ ben angetrieben wird, kann unter gewissen Umständen durch eine zu un­ gleichförmige Kolbenbewegung die Charakteristik und die Gleichmäßigkeit der Spülluftförderung ungünstig beeinflußt werden.
• - Die Gleitgeschwindigkeit der Kompressionsringe des Auslaßkolbens im Be­ reich des Verbrennungstotpunkts kann so klein werden, daß die Aufrecht­ erhaltung eines hydrodynamischen Schmierfilms beeinträchtigt wird und Reibung und Verschleiß der Kompressionsringe spürbar ansteigen. Jedoch besteht am Auslaßkolben infolge der Auslaßvoreilung der prinzipielle Vorteil, daß die Kolbenbewegung dem Zylinderdruck vorauseilt, so daß der Auslaßkolben beim Auftreten der Verbrennungsdruckspitze bereits wieder in Bewegung ist.

Durch die vorgeschlagene Kinematik ergeben sich folgende vorteilhafte Ei­ genschaften:

• - In der Stellung nahe dem Verbrennungstotpunkt, in der die Spitzenkraft auf den Auslaßkolben wirkt, ist der wirksame Hebelarm des Auslaßkolbens auf die Schwinge klein, wodurch auch die Spitzenkraft in der Koppelpleu­ elstange und das Biegemoment in der Schwinge klein gehalten werden. Dies ermöglicht die Verringerung der Masse der Koppelpleuelstange und der Schwinge einschließlich ihrer Gegenmasse etwa im gleichen Maße wie die Verringerung der Spitzenkraft. Dadurch kann einerseits die Schnelläufig­ keitsgrenze des Schwingentriebs so weit erhöht werden, daß die vom Ein­ laßtrieb ertragbare Schnelläufigkeit voll ausgenutzt werden kann, und andererseits kann das Massenmoment erster Ordnung des Schwingentriebs auf die Größe des Massenmoments des Einlaßtriebs gesenkt werden, so daß die Massenmomente erster Ordnung des Motors ohne Masseerhöhung der Ein­ laßkolben (bis auf den durch die Auslaßvoreilung bedingten Rest) voll­ ständig ausgeglichen werden können.
• - Der relativ kleine wirksame Hebelarm des Auslaßkolbens im Bereich des Verbrennungstotpunkts hat als weiteren Vorteil eine erhöhte Steifigkeit des Schwingentriebs in dieser Stellung zur Folge. Infolge der insbeson­ dere bei Dieselmotoren sehr schnellen und ungleichförmigen Druckänderung bei der Verbrennung wird das Triebwerk zu Schwingungen angeregt, und zwar um so stärker, je elastischer es ist. Diese Schwingungen, die als störendes Geräusch wahrgenommen werden, werden durch die vorgeschlagene Kinematik wesentlich vermindert.
• - Im Bereich des Gaswechsels nahe dem Gaswechseltotpunkt ist der wirksame Hebelarm des Auslaßkolbens auf die Schwinge relativ groß. Dies ergibt eine relativ große Auslaßschlitzhöhe bei einem gegebenen Auslaßsteuer­ winkel bzw. ermöglicht es bei gegebenen Kennwerten für den Gaswechsel eine Verringerung des erforderlichen Produkts aus Hub und Bohrung des Auslaßkolbens.
• - Durch eine Verringerung von Hub und/oder Bohrung des Auslaßkolbens ver­ ringern sich zusätzlich die Massenkräfte und -momente der Koppelpleuel­ stange, der Schwinge und der Auslaßkolben, also des gesamten Schwingen­ triebs.
• - Durch das oben vorgeschlagene Merkmal, daß der Versatz des schwingensei­ tigen Anlenkpunkts des Auslaßpleuels gegenüber der Zylinderachse im Gas­ wechseltotpunkt größer ist als im Verbrennungstotpunkt, wird die der er­ findungsgemäßen Kinematik an sich schon eigentümliche Eigenschaft ver­ stärkt, daß mit zunehmendem Unterschied des wirksamen Hebelarms auch zu­ gleich der mittlere wirksame Hebelarm des Auslaßkolbens zur Schwinge zu­ nimmt. Dadurch verringert sich auch bereits ohne Verringerung des Aus­ laßkolbenhubs der Schwenkwinkel der Schwinge und der Hub der Koppelpleu­ elstange.
• - Durch eine Verringerung des Hubs der Koppelpleuelstange verringert sich die massenkraftbedingte Biegebeanspruchung des Pleuelschafts. Dies er­ gibt eine Erhöhung der Schnelläufigkeitsgrenze oder geringere Anforde­ rungen an die Werkstoffgüte der Koppelpleuelstange.
• - Infolge des kleineren Schwenkwinkels der Schwinge und der niedrigeren Querschnittshöhe der geringer beanspruchten Schwinge ergibt sich ein ge­ ringerer Raumbedarf des Schwingentriebs, insbesondere eine kleinere Bau­ höhe des Motors. Wenn über dem Schwingentrieb ein direkt von einem Aus­ laßkolben angetriebenes Kolbenspülgebläse angeordnet ist, kann dieses näher am Schwingendrehpunkt angeordnet werden.
• - Ein verringerter Auslaßkolbenhub wirkt sich besonders stark auf die Bau­ höhe des Motors aus. Die Bauhöhe verringert sich dabei doppelt so stark wie der Auslaßkolbenhub. Ein direkt von einem Auslaßkolben angetriebenes Kolbenspülgebläse wird im gleichen Maße niedriger wie der Auslaßkolben­ hub, so daß die Bauhöhe insgesamt sogar dreimal so stark wie der Auslaß­ kolbenhub abnimmt.
• - Infolge des kleinen wirksamen Hebelarms im Bereich des Verbrennungstot­ punkts und der dadurch geringen Kolbenbeschleunigung verringert sich die Expansionsgeschwindigkeit der Zylinderladung in diesem Bereich. Dadurch ergibt sich bekanntlich eine vollständigere Verbrennung in der Hoch­ druckphase mit höherem effektivem Expansionsverhältnis und höherem indi­ ziertem Wirkungsgrad und somit ein etwas geringerer spezifischer Kraft­ stoffverbrauch.
• - Durch den kleineren Gesamtschwenkwinkel der Schwinge ergibt sich eine geringere Verschiebung des schwingenseitigen Anlenkpunkts der Koppel­ pleuelstange parallel zur Kurbelwellenachse, was konstruktiv sehr vor­ teilhaft verwertbar ist. Dieser Effekt wird durch einen geringeren mög­ lichen Auslaßkolbenhub noch verstärkt.
• - In den Anlenkpunkten der Auslaßpleuel in der Schwinge und im Auslaßkol­ ben ergibt sich dagegen ein wesentlich größerer Schwenkwinkel. Dabei wird die größte Steigerung der Winkelgeschwindigkeit in der Nähe des Verbrennungstotpunkts erreicht. Beides begünstigt in hohem Maße die Bildung eines hydrodynamischen Schmierfilms in diesen nur in einer Richtung belasteten Lagern, insbesondere in der besonders kritischen Phase hoher Belastung durch den Gasdruck. Hierdurch erübrigen sich auf­ wendige Sondermaßnahmen zur Gewährleistung geringer Reibung und geringen Verschleißes der Auslaßpleuellager, die sonst am Kolbenbolzenlager unum­ gänglich wären.
• - Infolge der verringerten Koppelpleuelstangenkraft im Bereich des Ver­ brennungstotpunkts verringert sich die Reibung im kurbelwellenseitigen Koppelpleuellager und im benachbarten Kurbelwellenhauptlager. Dadurch wird die durch die Schrägstellung des Auslaßpleuels verursachte erhöhte Reibung des Auslaßkolbens kompensiert.
• - Ein besonders schwerwiegender Vorteil besteht darin, daß die wesentlich verringerte maximale Koppelpleuelstangenkraft eine fliegende Lagerung der koppelpleuelseitigen Kurbelkröpfung ermöglicht, d. h., daß auf der vom benachbarten Zylinder abgewandten Seite dieser Kurbelkröpfung kein Kurbelwellenhauptlager erforderlich ist.

Das durch die erfindungsgemäße Schwingenkinematik erreichte unterschiedli­ che Übersetzungsverhältnis im Bereich der beiden Totpunkte hat auch unter­ schiedliche Massenkräfte der beiden mit der Schwinge verbundenen Auslaß­ kolben zur Folge. Dabei steigen die Massenkräfte zweiter und höherer Ord­ nung der Auslaßkolben einschließlich des ihnen zugeordneten Masseanteils der Auslaßpleuel mit zunehmendem Unterschied des wirksamen Hebelarms im Verbrennungs- und Gaswechseltotpunkt stark an. (Mit den Massenkräften zweiter und höherer Ordnung der Auslaßkolben sind hier nicht die durch das Pleuelstangenverhältnis der Koppelpleuelstange hervorgerufenen Massenkräf­ te zweiter und höherer Ordnung der Auslaßkolben gemeint. Letztere sind we­ gen des praktisch sehr kleinen Koppelpleuelstangenverhältnisses sehr klein und außerdem innerhalb des Schwingentriebs ausgeglichen). Allerdings beträgt die Massenkraft am Auslaßkolben infolge der geringeren für einen ungehinderten Gaswechsel erforderlichen Werte von Bohrung und Hub nur einen Bruchteil der Massenkraft am Einlaßkolben. Aus diesem Grund kann das Verhältnis der Kolbenbeschleunigung im Verbrennungs- und Gaswech­ seltotpunkt am Auslaßtrieb wesentlich größer gewählt werden als am Einlaß­ trieb, bevor die Massenkräfte zweiter und höherer Ordnung des Auslaßtriebs dieselbe Größenordnung wie am Einlaßtrieb erreichen. Die vor allem ins Ge­ wicht fallenden Massenkräfte zweiter Ordnung des Auslaßtriebs addieren sich (abgesehen von der durch die Auslaßvoreilung bedingten Phasenver­ schiebung) zu den Massenkräften zweiter Ordnung des Einlaßtriebs. Ihr Ein­ fluß wird aber durch die oben schon vorgeschlagene Begrenzung des Verhält­ nisses des wirksamen Hebelarms des Auslaßkolbens im Gaswechsel- und Ver­ brennungstotpunkt in erträglichen Grenzen gehalten.

Um die unausgeglichenen Massenkräfte und -momente zweiter und höherer Ord­ nung des Schwingentriebs so klein wie möglich zu halten, wird vorgeschla­ gen, daß die Massen der Auslaßkolben und Auslaßpleuel und gegebenenfalls auch die Masse eines direkt mit einem Auslaßkolben verbundenen Spülgeblä­ sekolbens möglichst klein gehalten werden und der Massenausgleich für den schwingenseitig wirksamen Masseanteil der Koppelpleuelstange nicht durch eine Gegenmasse an dem von der Koppelpleuelstange weiter entfernten Aus­ laßkolben, sondern durch eine Gegenmasse am Ende der Schwinge erfolgt. Hierdurch ist ein vollständiger Massenkraftausgleich der Koppelpleuelstan­ ge auch bei der erfindungsgemäßen Kinematik gewährleistet. Dies ist darin begründet, daß der wirksame Hebelarm der Gegenmasse sich im Verlauf eines Arbeitszyklus im Unterschied zu dem wirksamen Hebelarm des Auslaßkolbens proportional zum wirksamen Hebelarm der Koppelpleuelstange ändert.

In diesem Zusammenhang wird weiterhin vorgeschlagen, daß der Massenschwer­ punkt der Schwinge einschließlich des am schwingenseitigen Anlenkpunkt des Auslaßpleuels wirksamen Masseanteils des Auslaßpleuels auf bzw. nahe an der Mittelachse der Schwinge liegt.

Hierdurch werden vom Schwingentrieb ausgehende, parallel zur Kurbelwellen­ achse wirkende freie Massenkraftkomponenten vermieden.

Die erfindungsgemäße Kinematik des Schwingentriebs ergibt, wie weiter oben bereits erwähnt, jeweils einen Anlagewechsel des Auslaßkolbens im Zylinder während des Kompressionshubs und einen zweiten Anlagewechsel während des Expansionshubs.

Zur vorteilhaften Ausnutzung dieses Effekts wird vorgeschlagen, daß die Kolbenlauffläche im Zylinder auf der der Schwingachse benachbarten Seite eine durch den Bewegungsraum der Schwinge, insbesondere einer von der La­ gernabe der Schwinge ausgehenden Tragrippe, bedingte Aussparung aufweist. Diese Tragrippe ist für die feste, steife und raumsparende Ausbildung der Schwinge sehr vorteilhaft. Sie taucht jeweils beim Erreichen des Verbren­ nungstotpunkts in die vorgeschlagene Aussparung ein. Der beim schlitzge­ steuerten Motor notwendigerweise am brennraumfernen Kolbenende angeordnete Ölabstreifring überfährt die Aussparung im Bereich um den Gaswechseltot­ punkt. In diesem ganzen Bereich, sowohl bei der Annäherung als auch bei der Entfernung vom Gaswechseltotpunkt, wird der Auslaßkolben durch seine Massenkraft gegen sein Auslaßpleuel gedrückt, und infolge der durch die Erfindung erreichten Schrägstellung des Auslaßpleuels wird der Kolben in diesem ganzen Bereich gegen die Zylinderseite, an der sich die Aussparung befindet, gedrückt. Dadurch wird ein Pumpeffekt am Ölabstreifring während des Überfahrens der Aussparung und ein dadurch bedingter Ölverbrauch ver­ mieden.

Bei der bekannten Kinematik würde, wenn auf den für guten Kolbenlauf sehr wichtigen Anlagewechsel des Kolbens nicht verzichtet wird, jeweils ein An­ lagewechsel kurz vor und kurz nach dem Gaswechseltotpunkt erfolgen, also während der Ölabstreifring die Aussparung überfährt. Der zweite Anlage­ wechsel wäre mit einem unvermeidlichen Pumpeffekt verbunden, durch den Öl in die Auslaßschlitzzone gefördert und demzufolge der Ölverbrauch anstei­ gen würde.

Zur weiteren vorteilhaften Ausnutzung der durch die erfindungsgemäße Kine­ matik des Schwingentriebs erreichten Häufigkeit und Phasenlage des Anlage­ wechsels am Auslaßkolben wird weiterhin vorgeschlagen, daß der Kolben­ ringstoß eines Kolbenrings (Kompressionsrings) an der von der Schwingachse abgewandten Seite des Auslaßkolbens und daß der Kolbenringstoß eines even­ tuellen zweiten an demselben Auslaßkolben angeordneten Kolbenrings (Kom­ pressionsrings) an der gegenüberliegenden Seite des Auslaßkolbens angeord­ net ist.

Ein Kolbenring liegt im Neuzustand im Bereich des Kolbenringstoßes nicht immer völlig spaltfrei an der Zylinderwand an, so daß in diesem Bereich Leckgas durchtreten kann. Im verschlissenen Zustand des Kolbenrings und des Zylinders ist zwar die spaltfreie Anlage auch im Stoßbereich gegeben, dafür klafft aber der Ringstoß weit auseinander, was ebenfalls Leckgas­ durchtritt ermöglicht.

Da die von der Schwingachse abgewandte Seite des Auslaßkolbens im Bereich um den Verbrennungstotpunkt, also sowohl bei der Annäherung als auch bei der Entfernung vom Verbrennungstotpunkt, infolge der Schrägstellung des Auslaßpleuels durch die Gaskraft gegen die Zylinderwand gedrückt wird, werden bei der Anordnung des Kolbenringstoßes an dieser Kolbenseite alle Leckquerschnitte am Kolbenringstoß unwirksam gemacht, und der Kolbenring arbeitet in diesem ganzen Bereich hohen Gasdrucks im Zylinder praktisch gasdicht. Beim Anlagewechsel des Auslaßkolbens vor und nach der Hoch­ druckphase, der vorteilhafterweise relativ schnell erfolgt, wird jeweils der diametral gegenüberliegende Kolbenringstoß des anderen Kolbenrings gasdicht abgedeckt, so daß die Kolbenringabdichtung unabhängig vom Ver­ schleißzustand fast leckgasfrei arbeitet. Der Anlagewechsel bei relativ niedrigem Gasdruck hat auch einen relativ geringen Verschleiß der Kolben­ ringnuten zur Folge.

Bei der bekannten Schwingenkinematik, bei der, wenn überhaupt, jeweils ein Anlagewechsel kurz vor und nach dem Verbrennungstotpunkt, also während der Hochdruckphase, und dazu noch sehr langsam, erfolgt, sind erhebliche Leck­ gasverluste während der beiden Anlagewechsel unvermeidlich.

Bei der erfindungsgemäßen Kinematik mit der vorgeschlagenen Anordnung des Kolbenringstoßes ist das Abdichtverhalten der Kompressionsringe auch noch besser als bei dem gewöhnlichen Kurbeltrieb, bei dem nur ein Anlagewechsel in der Hochdruckphase, und zwar genau im Verbrennungstotpunkt, erfolgt. Das durch die Erfindung ermöglichte sehr gute Abdichtverhalten der Kom­ pressionsringe des Auslaßkolbens ergibt vor allem zwei wesentliche Vortei­ le:

• - Geringe thermische Belastung der Kolbenringzone und des Ölfilms in die­ sem Bereich, weil der Leckgasdurchtritt in der Phase hoher Temperatur und hoher Dichte der Verbrennungsraumgase praktisch vollständig unter­ bunden ist.
• - Sehr gute Kaltstartwilligkeit des Motors sowohl im Neuzustand als auch bei fortgeschrittenem Verschleiß der Auslaßkolbenringe und der Auslaßzy­ linderbohrung.

Im folgenden wird die Erfindung anhand eines Schemas, eines Ausführungs­ beispiels und eines Vergleichsbeispiels veranschaulicht. Es zeigt

Fig. 1 das Schema eines Motortriebwerks mit der erfindungsgemäßen Kinematik des Schwingentriebs,

Fig. 2 ein Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäßen Schwingentriebs für einen Dieselmotor,

Fig. 3 ein damit unmittelbar vergleichbares Ausführungsbeispiel eines Schwingentriebs mit der bekannten, nicht erfindungsgemäßen Ki­ nematik.

In der nachfolgenden Liste sind die Bezugszeichen und ihre Verwendung ersichtlich:

1 Zylinder 1
1a Zylinderachse von Zylinder 1
2 Zylinder 2
2a Zylinderachse von Zylinder 2
3 Kurbelwelle
3a Kurbelkröpfung für Koppelpleuelstange
4 Einlaßkolben
5 Koppelpleuelstange
6 Schwinge
6a Bezugsebene
6b Schwingachse
6c Mittelachse der Schwinge
6d Tragrippe
6e Gegenmasse
6f Massenschwerpunkt
7 Auslaßpleuel
7a schwingenseitiger Anlenkpunkt des Auslaßpleuels
7b auslaßkolbenseitiger Anlenkpunkt des Auslaßpleuels
7c Lage des schwingenseitigen Anlenkpunkts beim Anlagewechsel des Auslaßkolbens
7d Zweite Lage des schwingenseitigen Anlenkpunkts beim Anlagewechsel des Auslaßkolbens
8 Auslaßkolben
8a Kolbenring (Kompressionsring)
8b Kolbenringstoß
8c Ölabstreifring
9 Auslaßschlitz
10 Aussparung im Zylinder
11 Kolbenspülgebläse

Fig. 1 zeigt schematisch das Triebwerk eines Zweizylinder-Gegenkolben­ motors mit dem erfindungsgemäßen Schwingentrieb nach Anspruch 1 (Hauptan­ spruch). Der Triebwerkanteil des rechten, von der Koppelpleuelstange wei­ ter entfernt liegenden Zylinders 2 ist mit Strich-Punkt-Punkt-Linien dar­ gestellt. Ohne diesen Triebwerkanteil läge ein Einzylindermotor mit dem erfindungsgemäßen Schwingentrieb nach Anspruch 2 (Nebenanspruch) vor. Das Motortriebwerk besteht aus dem Einlaßtrieb und dem Schwingentrieb (Auslaßtrieb). Der Schwingentrieb wird gebildet von der Koppelpleuelstange 5, der Schwinge 6, den Auslaßpleueln 7 und den Auslaßkolben 8.

Der linke, der Koppelpleuelstange benachbarte Auslaßkolben befindet sich im Verbrennungstotpunkt, der rechte Auslaßkolben im Gaswechseltotpunkt. Die schwingenseitigen Anlenkpunkte 7a der Auslaßpleuel 7 liegen infolge des relativ kleinen Schwenkwinkels α sowohl im Gaswechsel- als auch im Verbrennungstotpunkt unterhalb der Bezugsebene 6a, die die Schwingachse 6b enthält und senkrecht zur Zylinderachse 1a liegt, und sie haben erfin­ dungsgemäß im Verbrennungstotpunkt einen größeren Abstand y_VT von der Be­ zugsebene 6a als im Gaswechseltotpunkt y_GT und sind im Verbrennungstot­ punkt zur Schwingachse 6b hin und im Gaswechseltotpunkt von der Schwing­ achse 6b weg gegenüber der Zylinderachse 1a versetzt. Dabei ist der Ver­ satz gegenüber der Zylinderachse im Gaswechseltotpunkt v_GT größer als im Verbrennungstotpunkt v_VT.

Der an der Schwinge 6 wirksame Hebelarm des Auslaßkolbens, das ist der Ab­ stand des Schnittpunkts der Auslaßpleuelachse mit der Bezugsebene 6a von der Schwingachse 6b, ist im Gaswechseltotpunkt a_GT 3,3 mal so groß wie im Verbrennungstotpunkt a_VT.

Bei dem in Fig. 2 gezeigten Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäßen Schwingentriebs ist die Kinematik dieselbe wie in Fig. 1.

Das eingezeichnete Kräfteparallelogramm, das nur die Gaskräfte, aber nicht die viel kleineren Massenkräfte berücksichtigt, läßt erkennen, wie sich die Auslaßpleuelkraft F_P in die Auslaßkolbenkraft F_A und eine senkrecht zur Zylinderachse auf die Schwingachse gerichtete Kraftkomponente zerlegt. Die Koppelpleuelstangenkraft F_K verhält sich zur Auslaßkolbenkraft F_A wie der wirksame Hebelarm a_VT des Auslaßkolbens zum wirksamen Hebelarm b_VT der Koppelpleuelstange.

Die Kolbenlauffläche beider Zylinder weist auf der der Schwingachse 6b be­ nachbarten Seite eine Aussparung 10 auf, in die eine von der Lagernabe der Schwinge ausgehende Tragrippe 6d im Verbrennungstotpunkt eingetaucht ist. Obwohl die Lauffläche des Ölabstreifring 8c im Gaswechseltotpunkt an der Aussparung freiliegt, entsteht dadurch, wie oben bereits dargelegt, keine Erhöhung des Ölverbrauchs.

An dem im Verbrennungstotpunkt befindlichen Auslaßkolben ist an der von der Schwingachse 6b abgewandten Kolbenseite die Lage des Kolbenringstoßes 8b eines Kolbenrings (Kompressionsrings) 8a dargestellt. Solange sich der Anlenkpunkt 7a im Bereich des Verbrennungstotpunkts diesseits des Lage­ punkts 7c, bei dem der Anlagewechsel am Auslaßkolben erfolgt, befindet, d. h. in der gesamten Hochdruckphase des Arbeitszyklus, liegt der Kolben­ ringstoß 8b leckgasdicht an der Zylinderwand an. Der Kolbenringstoß des zweiten Kolbenrings befindet sich auf der gegenüberliegenden Kolbenseite und ist im gesamten übrigen Teil des Arbeitszyklus leckgasdicht.

Fig. 3 zeigt eine mit Fig. 2 unmittelbar vergleichbare Ausführung des Schwingentriebs mit der bekannten, nicht erfindungsgemäßen Kinematik. Im Unterschied zu Fig. 2 sind hier zwei Lagepunkte 7c und 7d des Anlenk­ punkts 7a vorhanden, bei deren Erreichung jeweils ein Anlagewechsel am Auslaßkolben erfolgt, und zwar viermal je Arbeitszyklus. Schon bei einer geringen Vergrößerung oder Verkleinerung des Radius R_P würde der Auslaß­ kolben immer an derselben Zylinderseite anliegen, was für den Kolbenlauf sehr ungünstig wäre.

Der wirksame Hebelarm des Auslaßkolbens ist im Verbrennungstotpunkt a_VT fast ebenso groß wie im Gaswechseltotpunkt a_GT. Obwohl der Auslaßkolbenhub s_A und der wirksame Hebelarm der Koppelpleuelstange b_VT und b_GT so groß wie in Fig. 2 sind, sind der Schwenkwinkel der Schwinge und der Hub der Koppelpleuelstange 7% bzw. 8% größer als in Fig. 2. Weil eine Aussparung der Kolbenlauffläche im Zylinder kinematisch bedingt den Ölverbrauch erhö­ hen würde, wurde im Hinblick auf die Festigkeit der Schwinge die Schwing­ achse um 9% des Auslaßkolbenhubs höher angeordnet als in Fig. 2. In der folgenden tabellarischen Übersicht sind die ermittelten Vergleichs­ daten des erfindungsgemäßen Schwingentriebs nach Fig. 2 und des Schwingen­ triebs mit der bekannten Kinematik nach Fig. 3 einander gegenübergestellt. Bei der Berechnung wurde der geringe Einfluß des Pleuelstangenverhältnis­ ses und der Neigung der Koppelpleuelstange vernachlässigt.

• - Aus der Gegenüberstellung geht hervor, daß bei dem erfindungsgemäßen Schwingentrieb bei gleichen Daten von Hub und Bohrung trotz eines um 7,5% kleineren Hubs der Koppelpleuelstange die maximale Zug-Druck-Belastung derselben um 42% geringer ist. Die dadurch mögliche Verringerung des Massenmoments erster Ordnung des Schwingentriebs ist mehr als ausrei­ chend zur vollen Ausnutzung der vom Einlaßtrieb ertragbaren mechanischen Schnelläufigkeit und zum vollständigen Ausgleich des Massenmoments er­ ster Ordnung des Einlaßtriebs durch das entgegengesetzt gerichtete des Schwingentriebs.
• - Die in der Vergleichsübersicht ebenfalls untersuchte Verringerung des Auslaßkolbendurchmessers, wie sie durch die um 28,5% höheren Auslaß­ schlitze ermöglicht würde, ist somit unnötig. Stattdessen können z. B. der Auslaßsteuerwinkel verkleinert und die Auslaßschlitzsteuerkanten, wie in Fig. 2 dargestellt, bogenförmig ausgeführt und dadurch das Fein­ anschrägen der Zylinderbohrung im Bereich der Schlitzsteuerkanten einge­ spart werden.
• - Die erreichte Erhöhung der Steifigkeit am Auslaßkolben in der Phase des Verbrennungsschlags allein durch die Verringerung des wirksamen Hebel­ arms des Auslaßkolbens, ohne Berücksichtigung der erhöhten Steifigkeit der kürzeren Auslaßpleuel, liegt in der Größenordnung von 100% oder mehr und kann außer zur Verminderung der Geräuschabstrahlung z. B. auch zur Optimierung der Einspritzdaten hinsichtlich des Kraftstoffverbrauchs genutzt werden.
• - Die erreichte Einsparung an Bauhöhe des Motors, ohne Verringerung des Auslaßkolbenhubs, beträgt etwa 50% des Auslaßkolbenhubs.
• - Aufgrund der Verminderung der maximalen Koppelpleuelstangenkraft um 42% kann die Kurbelkröpfung für die Koppelpleuelstange ohne Bedenken flie­ gend ausgeführt und somit ein Hauptlager und dessen Ölversorgung einge­ spart werden. Die fliegende Lagerung ermöglicht außerdem eine ungeteilte Konstruktion des Koppelpleuelfußes und dadurch eine sehr kostengünstige Ausführung der Koppelpleuelstange.

Wie der vorstehende Vergleich erkennen läßt, werden durch die Erfindung über die gesteckten Ziele hinaus noch eine Reihe weiterer und zum Teil wesentlicher Vorteile erreicht.

Claims (9)

1. Schwingentrieb an einem Zweitakt-Gegenkolbenmotor mit Reihenanordnung von mindestens zwei Zylindern in einer Zylinderebene, in denen je ein den Einlaß steuernder Kolben (4) und ein den Auslaß Kolben (8) gegenläufig bewegbar sind, wobei die Einlaßkolben (4) auf eine gemeinsame Kurbelwelle (3) wirken, deren Drehachse in der Zylinderebene verläuft, und wobei die Auslaßkolben (8), die kleineren Hub und/oder kleineren Durchmesser als die Einlaßkolben (4) haben, über Auslaßpleuel (7) auf eine gemeinsame Schwinge (6) wirken, deren Mittelachse (6c) in der Zylinderebene und deren motorfeste Schwingachse (6b) zwischen den beiden Zylinderachsen (1a und 2a) senkrecht zur Zylinderebene angeordnet ist und wobei die Kurbelwelle (3) durch eine Koppelpleuelstange (5) mit einem Ende der Schwinge (6) gelenkig verbunden ist, dadurch gekennzeichnet,

• - daß die schwingenseitigen Anlenkpunkte (7a) der Auslaßpleuel (7) von ei­ ner Bezugsebene (6a), die die Schwingachse (6b) enthält und senkrecht zur Zylinderachse (1a) liegt, im Verbrennungstotpunkt einen größeren Ab­ stand (y_VT) haben als im Gaswechseltotpunkt (y_GT)
• - und daß die Anlenkpunkte (7a) gegenüber der Zylinderachse (1a bzw. 2a) im Verbrennungstotpunkt zur Schwingachse (6b) hin und im Gaswechseltotpunkt von der Schwingachse (6b) weg versetzt sind.

2. Schwingentrieb an einem Zweitakt-Gegenkolbenmotor mit einem Zylinder, in dem ein den Einlaß steuernder Kolben (4) und ein den Auslaß steuernder Kolben (8) gegenläufig bewegbar sind, wobei der Einlaßkolben (4) auf eine Kurbelwelle (3) wirkt, deren Drehachse die Zylinderachse (1a) schneidet, und wobei der Auslaßkolben (8), der kleineren Hub und/oder kleineren Durchmesser als der Einlaßkolben (4) hat, über ein Auslaßpleuel (7) auf eine Schwinge (6) wirkt, deren Mittelachse (6c) die Zylinderachse (1a) schneidet und deren motorfeste Schwingachse (6b) senkrecht zur Kurbelwellenachse und zur Zylinderachse (1a) und seitlich versetzt zur Zylinderachse (1a) angeordnet ist und wobei die Kurbelwelle (3) durch eine Koppelpleuelstange (5) mit einem Ende der Schwinge (6) gelenkig verbunden ist, dadurch gekennzeichnet,

• - daß der schwingenseitige Anlenkpunkt (7a) des Auslaßpleuels (7) von einer Bezugsebene (6a), die die Schwingachse (6b) enthält und senkrecht zur Zylinderachse (1a) liegt, im Verbrennungstotpunkt einen größeren Abstand (y_VT) hat als im Gaswechseltotpunkt (y_GT)
• - und daß der Anlenkpunkt (7a) gegenüber der Zylinderachse (1a) im Verbrennungstotpunkt zur Schwingachse (6b) hin und im Gaswechseltotpunkt von der Schwingachse (6b) weg versetzt ist.

3. Schwingentrieb nach einem oder mehreren der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Versatz (v_GT) des schwingenseitigen Anlenkpunkts (7a) des Auslaßpleuels (7) gegenüber der Zylinderachse (1a bzw. 2a) im Gaswechseltotpunkt größer ist als der Versatz (v_VT) im Verbrennungstotpunkt.

4. Schwingentrieb nach einem oder mehreren der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der an der Schwinge (6) wirksame Hebelarm (a_GT) des Auslaßkolbens im Gaswechseltotpunkt zwei- bis viermal so groß ist wie der Hebelarm (a_VT) im Verbrennungstotpunkt.

5. Schwingentrieb nach einem oder mehreren der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Massenausgleich für den schwingenseitig wirksamen Masseanteil der Koppelpleuelstange (5) durch eine Gegenmasse (6e) am gegenüberliegenden Ende der Schwinge (6) erfolgt.

6. Schwingentrieb nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß der Massenschwerpunkt (6f) der Schwinge (6) einschließlich des am schwingenseitigen Anlenkpunkt (7a) des Auslaßpleuels (7) wirksamen Masseanteils des Auslaßpleuels auf bzw. nahe an der Mittelachse (6c) der Schwinge liegt.

7. Schwingentrieb nach einem oder mehreren der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Kolbenlauffläche im Zylinder (1 bzw. 2) auf der der Schwingachse (6b) benachbarten Seite eine durch den Bewegungsraum der Schwinge (6), insbesondere einer von der Lagernabe der Schwinge ausgehenden Tragrippe (6d), bedingte Aussparung (10) aufweist.

8. Schwingentrieb nach einem oder mehreren der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Kolbenringstoß (8b) eines Kolbenrings (8a) an der von der Schwingachse (6b) abgewandten Seite des Auslaßkolbens (8) angeordnet ist.

9. Schwingentrieb nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, daß der Kolbenringstoß eines zweiten an demselben Auslaßkolben angeordneten Kolbenrings (Kompressionsrings) an der gegenüberliegenden Seite des Auslaßkolbens angeordnet ist.