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Gebiet der Erfindung
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Die
Erfindung betrifft eine Brennkraftmaschine, die typischerweise herkömmlich ist,
aber eine umlaufende Zylinderbüchse
hat, mit dem Ziel der Verringerung der Kolbenreibung und von Kolbenring- und
Büchsenverschleiß.
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Hintergrund der Erfindung
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Die
Nutzarbeit von Brennkraftmaschinen ist durch ihren mechanischen
Wirkungsgrad beschränkt.
Im Mittel sind nur etwa 85% der am Kolben verfügbaren Arbeit bei Volllast
als Nutzarbeit am Schwungrad verfügbar, aufgrund innerer Maschinenreibung.
Bei niedrigeren Belastungen ist die obige Zahl sogar noch nicht
geringer. Die Kolbenbaugruppenreibung (Kolben und Kolbenringe) allein
kann bis zu 75% der gesamten mechanischen Verluste ausmachen. Daher
ist eine Verringerung der Kolbenreibung in hohem Maße wünschenswert.
Des weiteren sind Maschinenteile dem Verschleiß unterworfen, was möglicherweise
Motorleistung und Wirkungsgrad begrenzt sowie den Ölverbrauch
steigert, und auch Abgasemissionen erhöht. Der kritschste Verschleiß tritt
an den Kolbenringen und den Zylinderbüchsen auf. Übermäßiger Verschleiß erfordert
eine Überholung
des Motors oder den Austausch. Daher ist eine Verringerung des Verschleißes von
Büchse und
Ring ebenfalls im hohem Maße
wünschenswert.
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Kolbenringe
haben zwei Hauptfunktionen: Die Begrenzung der Ölströmung in die Brennkammer und
das Minimieren von Durchblasen (Auslecken von Hochdruckverbrennungsgas
auf der Brennkammer in das Kurbelgehäuse). Beide Funktionen werden
bewerkstelligt, während
Hochdruckverbrennungsgase die Ringe gegen die Zylinder und den unteren
Teil der Kolbennut drücken
und dabei den relativ großen Spielraum
zwischen Kolben und Büchse
abdichten. Der oberste Ring ist der höchsten Druckbelastung ausgesetzt
und unterliegt daher dem größten Verschleiß und leistet
den größten Beitrag
bei der Reibung.
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Der "Motor mit umlaufender
Büchse" ist eine Erfindung,
die die Schmierbedingungen des Kolbens und der Kolbenringe beträchtlich
verbessern kann, Verschleiß eliminieren
oder beträchtlich
reduzieren kann, und Kolbenbaugruppenreibung beträchtlich
reduzieren kann.
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Bei
Motoren mit hin- und hergehenden Kolben wird die lineare Kolbengeschwindigkeit
in Bereichen nahe des oberen und unteren Totpunkts auf sehr niedrige
Werte verringert. An diesen Teilen des Hubs ist die Gleitgeschwindigkeit
zwischen den Druckringen und der Büchse nicht ausreichend für die Aufrechterhaltung
hydrodynamischer Schmierung. Der schützende Schmiermittelfilm bricht
allmählich
zusammen und es tritt Metall-Metall-Berührung
auf. Der hohe Zylinderdruck während
des Verdichtungs- und des Arbeitshubs belastet die Druckringe weiter,
was das Phänomen
intensiviert und den Teil des Hubs vergrößert, während dessen die Metall-Metall-Berührung auftritt.
Daher ist örtlicher
Verschleiß der
Büchse
um die Totpunkte und insbesondere am oberen Totpunkt nach längerem Motorbetrieb
typisch. An den Bereichen um den Mittelteil des Hubs erreicht die
Kolbengeschwindigkeit ausreichende Werte für die hydrodynamische Schmierung.
Der schützende
Schmiermittelfilm verhindert eine Metall-Metall-Berührung, verringert
den Reibungskoeffizienten um bis zu zwei Größenordnungen, und eliminiert
im wesentlichen Verschleiß.
Dies kann durch die Tatsache verifiziert werden, dass der Mittelteil
der Büchse
stets verschleißfrei
ist. Zahlreiche Reibungsexperimente zeigen eine gesteigerte Kolbenbaugruppenreibung
um die Totpunkte aufgrund des beschriebenen Phänomens.
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Das
obige Phänomen
wird weiter durch das in 10 gezeigte
Stribeckdiagramm illustriert, wie es durch Irving J. Levinson, Machine
Design dargestellt ist. Dieses Diagramm zeigt den Reibungskoeffizienten
zwischen zwei gleitenden Flächen
in Anwesenheit von Schmiermittel als Funktion des "Leistungsparameters", der definiert ist
als das Produkt von Gleitgeschwindigkeit und Schmiermittelviskosität, geteilt
durch den normalen Kontaktdruck der Oberflächen. Wenn zwei Oberflächen in
Anwesenheit eines Schmiermittels gleiten, sind drei mögliche Schmierformen
möglich.
Bei sehr niedriger Gleitgeschwindigkeit und hoher Normallast ist
Grenzschmierung vorhanden. Metall-Metall-Berührung ist unvermeidbar. Auf
Grund der Oberflächenadhäsion ist
ein hoher Reibwert und Verschleiß vorhanden. Wenn die Gleitgeschwindigkeit
und daher der Leistungsparameter zunimmt, baut sich ein hydrodynamischer Ölfilmdruck
auf, der einen großen
Teil der Normallast trägt.
Daher werden die beiden Oberflächen
allmählich
durch den Ölfilm
voneinander getrennt, mit immer weniger Berührungsflächenkontakt und reduziertem Haftverschleiß (gemischter
Betrieb). Schließlich
trägt bei
höheren
Gleitgeschwindigkeiten (Leistungsparameterwerte von 50 oder höher gemäß 10)
der hydrodynamische Druck die gesamte Last, was in einer vollständigen Trennung
resultiert. Die Metall-Metall-Berührung sowie Ver schleiß werden
eliminiert. In dem Teil des Zyklus, wo der Kolben sich einen Totpunkt
annähert,
nähert
sich die Gleitgeschwindigkeit dem Wert Null. Des weiteren, wenn
der Kolben sich in der Nähe
des oberen Totpunkts befindet, beim Verdichtungs-Expansions-Hub,
erhöht
der hohe Zylindergasdruck die Normallast zwischen der Büchse und
den Kolbenringen (die praktisch druckbetätigte Dichtelemente sind),
wodurch der Wert des Leistungsparameters weiter reduziert wird.
Das Ergebnis ist, dass während
eines signifikanten Teils des Zyklus der Leistungsparameters unter
dem Wert von 50 abfällt,
mit entsprechenden hohen Koeffizienten und Verschleißgrad.
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Die
Zylinderauskleidung (auch die "Büchse" genannt) des Motors
mit umlaufender Büchse
dreht sich mit dem Ziel der Aufrechterhaltung einer nicht Null betragenden
Gleitgeschwindigkeit und großen Werten
des Leistungsparameters über
den gesamten Hub. Gemäß den Stribeckdiagramm
wird der Reibungskoeffizient um nahezu zwei Größenordnungen während dieses
besonderen Teils des Hubs reduziert. Die Drehung kann über Getriebemechanismen von
der Kurbelwelle erhalten werden (ähnlich einem Verteiler oder
einer Injektionspumpe). Für
beste Ergebnisse muss die Größe der Drehung
groß genug sein,
um den hydrodynamischen Schmierbetrieb zwischen den Druckringen
und der Büchse
aufrechtzuerhalten, selbst wenn die lineare Kolbengeschwindigkeit
Null beträgt
und der Zylinderdruck sich auf seinem maximalen Wert befindet.
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Bei
herkömmlichen
Motoren müssen
die Ringe sich frei drehen können,
um örtlichen
Ringverschleiß zu
minimieren. Jedoch werden sowohl Durchblasen als auch, bei Motoren
mit Funkenzündung, Kohlenwasserstoffemissionen
durch die relativen Azimuth-Positionen der Endspalte der Druckringe beeinflusst
(Roberts und Matthews 1996). Wenn die Ringe sich frei drehen können, kann
der Motorenkonstrukteur den Vorteil dieser Abhängigkeiten nicht ausnutzen,
um zur Beherrschung von Durchblasen und Kohlenwasserstoffemissionen
beizutragen. Für den
Motor mit umlaufender Büchse
können
die Ringe verstiftet werden, um ihre Drehung zu vermeiden (die zum
Minimieren von Verschleiß nicht
mehr nötig
ist).
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Um
die Machbarkeit hydrodynamischer Schmierung nur auf Grund der Büchsendrehung
weiter zu untersuchen, wurde die partielle Reynolds-Differentialgleichung,
wie durch Hamrock (1994) gezeigt, numerisch in einer Situation aufgelöst, die
einen stationären
Kolbenring simuliert, der einem Zylindergasdruck ausgesetzt ist,
während
die Büchse umläuft. Das
Ziel der Simulation ist die Erforschung der Größe des mittleren hydrodynamischen Drucks der
durch verschiedene Büchsengleitgeschwindigkeiten
und verschiedene Ringprofile mit einer konstanten Filmdicke erhältlich ist.
Der Wert dieses Drucks repräsentiert
den maximalen Gasdruck, der von dem Ring getragen werden kann und
immer noch die angenommene aufrechterhält. Dieser Druck ist der Zylinderdruck
am oberen Totpunkt (TDC) des Verdichtungshubs und ist nahezu gleich
dem Zylinderspitzendruck. Die konstante Filmdicke eliminiert den
Beitrag der Quetschfilmschmierung in dem hydrodynamischen Filmdruck
und stellt daher das Szenario des schlechtesten Falls für den Motor
mit umlaufender Büchse
dar. Es ist, wie wenn der Kolben am oberen Totpunkt unbegrenzt stehen
bleibt, während
der obere Druckring ständig
mit hohem Gasdruck belastet ist. Der Wert für die Schmiermittelviskosität war der
für ein
20W-Öl,
die durch Hamrock (1984) gegeben. Dies ist ein Schmiermittel niedriger Viskosität, das die
hydrodynamischen Verluste im Hubmittelbereich minimiert. Es wurde
ein ebenes Kolbenringprofil angenommen mit Oberflächenunregelmäßigkeiten
als einziges Mittel zum Druckaufbau. Dieses Phänomen wird "mikrohydrodynamische Schmierung" genannt, Hamrock
(1984). Die Oberflächenunregelmäßigkeiten
wurden gleich der kombinierten Oberflächenrauhigkeit von 0,3 Mikrometer gesetzt,
die bei der von Tian und Mitarbeiter (1996) durchgeführten Ringpackungs-Modellierung benutzt wurde.
Die Unregelmäßigkeiten
wurden als nur auf der Büchsenoberfläche vorhanden
angenommen (während
die Ringoberfläche
als vollkommen eben angenommen wurde), und ihre Form war eine zweidimensionale
Sinuswelle. Bei einer Büchsengleitgeschwindigkeit
von 3 m/s und einer mittleren Filmdicke von 1 bzw. 0,8 Mikrometer
(innerhalb des Bereichs hydrodynamischer Schmierung) für die Größe einer kombinierten
Berührungsfläche gemäß Tian und
Mitarbeiter betrug der mittlere Schmiermitteldruck 16,03 bzw. 28,27
atm. Des weiteren zeigt der mittlere Druck eine mit der Büchsengeschwindigkeit
nahezu proportionale Veränderung.
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Damit
der Schmiermittelfilm mit 0,8 Mikrometer minimaler Filmdicke und
bei niedrigviskosem Öl
in der Lage ist, den typischen Spitzendruck bei Motoren mit Funkentzündung von
etwa 50 atm zu tragen, sind Gleitgeschwindigkeiten von über 6 m/s
notwendig. Bei Hochleistungsmotoren, wo der Zylinderspitzendruck
100 atm erreichen kann, wären
sogar noch höhere
Geschwindigkeiten erforderlich. Zu beachten ist, dass, wenn die
Büchsengeschwindigkeit
für den Zylinderspitzendruck
nicht ausreichend ist, die Filmdicke weiter abfällt, einer gewissen Metall-Metall-Berührung am
Totpunkt. Jedoch wird die Grenzschmierung immer noch auf einen kleineren
Teil des Zyklus beschränkt,
wo die Kolbenge schwindigkeit nahezu Null beträgt, und daher sind die Energieverluste
während
der Grenzschmierung immer noch minimiert.
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Bei
einer bevorzugten Ausführungsform
wird ein neues Ringprofil eingebracht, um den hydrodynamischen Druck
bei niedrigeren Büchsengeschwindigkeiten
zu vergrößern. Bei
einem herkömmlichen
Motor ist der obere Druckring mit einer Fassform ausgebildet, mit
dem Ziel der Schaffung konvergierender Flächen (6A, linke
Figur), welche den Aufbau eines hydrodynamischen Drucks aufgrund
der Auf- und Abbewegung vergrößert. Zu
beachten ist, dass die Fasstiefe nur 20 oder 30 Mikrometer beträgt und daher
das Profil für
das bloße
Auge perfekt eben aussieht. Bei dem Motor mit umlaufender Büchse kann die
Tiefe dieser Form in peripherer Richtung periodisch variieren, wie
in 6B (rechte Figur) gezeigt ist, um konvergierende
Flächen
in Richtung der Büchsendrehung
zu schaffen. Beachte, dass die Form tatsächlich gekrümmt ist, anstatt abgewinkelt zu
sein, wie in 6 gezeigt. An einer Stelle
maximaler Tiefe verbleibt die Fassform wie bei einem typischen Druckring.
Jedoch nimmt diese Tiefe linear mit dem peripheren Versatz ab, bis
die Fassform auf eine perfekt ebene Fläche reduziert ist. Dann wird
plötzlich
die Fassform wieder eingeführt,
und derselbe Prozess wiederholt sich periodisch. Das Ergebnis ist, dass
mehrfache "Keile" oder konvergierende
Flächen
gebildet werden, die den hydrodynamischen Druck aufgrund der Büchsendrehung
verstärken.
Die Länge
dieser Keile entlang der Peripherie des Rings reichen zwischen 1
und 1,5 Ringbreiten.
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Die
Reynolds-Gleichung wurde für
das neue Profil nochmals aufgelöst.
Bei einer Filmdicke von 0,8 Mikrometer und einer Gleitgeschwindigkeit
von 3 bzw. 4 m/s betrug der mittlere Schmiermitteldruck 88,10 bzw.
110,82 atm. Eine kleinere Filmdicke und höhere Gleitgeschwindigkeiten
ergeben noch höheren
Druck. Wie oben erörtert,
wenn die um den Totpunkt vorhandene geringe Kolbenbewegung und Quetschfilmschmierung
in das Problem einbezogen werden, ein ähnlicher hydrodynamischer Filmdruck und/oder
eine höhere
minimale Filmdicke für
die kurze Zeitperiode erreicht werden, während die Kolbengleitgeschwindigkeiten
niedrig sind und der Zylindergasdruck hoch ist, bei niedrigeren
Büchsendrehgeschwindigkeiten.
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Die
obigen Simulationen zeigen, dass ein hydrodynamischer Schmiermittelfilmdruck
beim oberen Totpunkt oder beim unteren Totpunkt gerade durch die
Oberflächenunregelmäßigkeiten
erzeugt werden können,
selbst bei einer mäßigen Büchsendrehung (3
m/s entspre chen 409 Upm bei einem Motor mit einer Bohrung von 14,0
cm (5,5 Zoll) und bei einem niedrigviskosen Schmiermittel. Mit dem
vorgeschlagenen Ringprofil kann der Schmiermitteldruck dramatisch
gesteigert werden, selbst bei relativ großer Filmdicke, wobei die Größe des typischen
Zylinderspitzendrucks bei Hochleistungsdieselmotoren bei Volllast
erreicht wird. Beachte, dass das vorgeschlagene Ringprofil den ebenen
Teil des Rings vergrößert, wodurch
die Abdichtung verbessert und die Effektivität der Quetschfilmschmierung
am Totpunkt gesteigert wird. Ein Teil der konvergierenden Fläche, welche
die hydrodynamische Schmierung aufgrund der Auf- und Abbewegung
vergrößert, ist
geopfert worden. Jedoch zeigen die Ergebnisse der Modelle von Tian
und Mitarbeitern (1996), Lawrence (1988) sowie mehrere experimentelle
Studien, dass eine mehr als ausreichende Filmdicke im Mittelbereich
für eine
hydrodynamische Schmierung vorhanden ist. Des weiteren, da mindestens
ein Teil der Büchsendrehung
im Mittelhubbereich beibehalten wird, bleiben die konvergierenden
Flächen
in der peripheren Richtung aktiv und substituieren die Gesamtreduktion
der Fassform. Die Verwendung beweglicher Büchsen ist in früheren Brennkraftmaschinenpatenten
schon vorgeschlagen worden. Jedoch ist beim Stand der Technik das
Ziel der Büchsenbewegung der
Ersatz der herkömmlichen
Tellerventile durch Einlass- und Auslassspitze, die durch die Bewegung der
Büchse
freigelegt werden. Beispielsweise beschreibt Giorgio im US-Patent
5 482 011 eine Motorkonstruktion, bei der eine Büchse innerhalb des Motorblocks
umläuft.
Die Büchse
sitzt straff auf dem Block und ist mit einer Öffnung versehen, die mit ähnlichen Öffnungen
auf den Block für
Einlass- und Auslassvorgänge fluchtet.
Die Drehgeschwindigkeit des Blocks ist wegen der Zeitsteueranforderungen
auf eine Hälfte
der Kurbelwellendrehzahl beschränkt. Akira
beschreibt im US-Patent 5 191 863 eine Motorkonstruktion mit einer
mit Öffnungen
versehenen umlaufenden Büchse,
die für
Ein- und Auslassvorgänge benutzt
wird. Wiederum ist die Bewegung der Büchse durch die Zeitsteuerung
beschränkt.
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Einige
der existierenden Motoren mit beweglicher Büchse können einige Verbesserungen
bei der Kolbenschmierung gegenüber
einer feststehenden Büchse
zeigen, wenn die Büchsendrehung
an den Totpunkten auftritt, obwohl dies nicht das Ziel der Erfindung
war. Ein Beispiel ist die Reihe von Büchsenventilmotoren, die von
Ricardo vor dem 2. Weltkrieg (US-Patent unbekannt) entwickelt wurde,
die eine große Ähnlichkeit
mit den von Giorgio und Akira beschriebenen Motoren zeigt. Jedoch
kann bei allen diesen Konstruktionen die Büchsenbewegung der Zeitsteuerbeschränkungen
nicht für
eine Reibungsoptimierung optimiert werden. Des weiteren, obwohl selbst
Ricardo und Mitarbeiter (1968) einige mögli che Vorteile der besonderen
Konstruktion hinsichtlich der Kolbenreibung berichten, führen die
straffen Toleranzen zwischen der Büchse und dem Block über den
gesamten Büchsenaußenbereich
(notwendig hauptsächlich
aufgrund der Dichtungsanforderungen der sowohl an den Büchsen als
auch den feststehenden Zylindern vorgesehenen Ventilöffnungen)
große Belastungen
in die Antriebsmechanismen ein, was die möglichen Reibungsvorteile minimiert.
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Wie
von Richardo und Mitarbeitern sowie in anderen US-Patenten gezeigten,
mit Ventilöffnungen versehenen
Motorenkonstruktionen verwenden Öl zur
Schmierung der äußeren Büchsenoberfläche. Man
kann davon ausgehen, dass relativ große Mengen Öl in die Ansaug- und Austauschströme durch die
Ventilöffnungen
eintreten. Jedoch sind der Ölverbrauch
und resultierende Kohlenwasserstoffemmisionen mit modernen US-Vorschriften
nicht kompatibel. Wenn verschiedene Schmiermittel der Büchsen der
mit Ventilöffnungen
versehenen Motoren versucht werden, um den übermäßigen Ölverbrauch zu vermeiden (das
heißt
festes Schmiermittel oder trockene Schmierung), sind die Vorteile
hinsichtlich Verschleiß und
niedrigem Reibungskoeffizienten, die der flüssigen Reibung innewohnen,
nicht vorhanden. Die vorliegende Erfindung wendet eine herkömmliche Ventilkette
an, die verhindert, das Öl
in die Strömung von
Ansaug- oder Abgasen eintritt.
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Hintergrund
beweglicher Zylinderbüchsen
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Bewegliche
Büchsen
sind kein neues oder unversuchtes Motorenmerkmal. Ricard und Hempson
(1968) beschreiben im Einzelnen die im hohen Maße erfolgreichen "Büchsenventil"-Motoren, die in der Periode zwischen
dem ersten Weltkrieg und vor dem zweitem Weltkrieg und während des
zweiten Weltkriegs entwickelt worden sind, hauptsächlich für Flugzeuganwendungen
(Funkentzündungsmotoren). Das
Ziel dieser Konstruktionen war der Ersatz der herkömmlichen
Ventilkette und der Tellerventile. Die Bewegung der Büchse würde Einlass-
und Auslassspitze im richtigen Zeitpunkt im Zyklus freilegen. Der Hauptvorteil
für Flugzeugtriebwerke
war die Verringerung der Frontfläche
des Triebwerks durch eliminieren der Kipphebel- und/oder Überkopfnockenmechanismen.
Die Form und Bewegung der Büchsen wurde
hinsichtlich der Optimierung der Öffnungsfreilegung ausgelegt.
Eine mit der halben Motordrehzahl umlaufende Kurbelwelle wurde durch
ein Kugelgelenk mit der Büchse
verbunden, was sie zum Hin- und Hergehen und drehen veranlasste
(beim oberen Totpunkt des Verdichtungshubs war die Büchsenbewegung
momentan eine reine Drehbewegung). Andere Vorteile dieser Motoren
umfassen eine mittige Zündkerzenanordnung
zur Verzugsreduzierung und für
monometrische Effizienzverbesserungen. Eine zweite Gruppe von Ringen
war notwendig, um den Büchsen-Zylinderkopf-Spalt
abzudichten. Diese Ringpackung war auf den Zylinderköpfen installiert und
feststehend.
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Während der
frühen
20iger wurden zwei experimentelle Einzylindermotoren im Labor von
Ricardo konstruiert, um die Möglichkeit
des Büchsenventilkonzepts
weiter zu erforschen. Einer war ein herkömmlicher Tellerventilmotor
mit vier Ventilen, der andere ein Büchsenventilmotor. Die beiden
Einheiten waren in jeder sonstigen Hinsicht ähnlich. Während des Tests wurde entdeckt,
dass ein "überraschendes" Merkmal des Büchsenventilmotors
seine geringeren Reibungsverluste trotz der größeren Anzahl beweglicher Teile
und großer
Reibflächen
war. Ricardo ordnete diesen Effekt der Möglichkeit der Eliminierung
von Kolbenringgrenzschmierung aufgrund der kontinuierlichen Ring-Büchsen-Bewegung
und kontinuierlicher Flüssigkeitsschmierung
der Ringe zu. Diese Theorie wurde durch die Beobachtung bestätigt, dass
der scharf lokalisierte Verschleiß, der stets in den Büchsen von
Tellerventilventilen an der Stelle festgestellt wurde, wo der obere
Kolbenring am oberen Totpunkt zur Ruhe kommt, bei dem Büchsenventil fehlte.
Spätere
Tests an einer großen
Anzahl von Büchsen-
und Tellerventilmotoren verschiedener Formen und Größen zeigten,
dass die gesamten mechanischen Verluste der Büchsenventilmotoren gewöhnlich kleiner
als diejenigen der Tellerventilmotoren waren. Gemäß Setright
(1975) hält
der Bristol"Zentaurus", ein luftgekühlter 18-Zylinder-Hochleistungs-Flugzeug-Sternmotor
den Rekord für
den längsten
Betrieb zwischen Überholungen
bei einem Kolbenflugzeugmotor (3000 Stunden). Des weiteren konnte
der Nappier Sabre, ein flüssigkeitsgekühlter 24-Zylinder-Hochleistungs-Büchsenventil-Flugzeugmotor,
seine Gefechtsleistung aufgrund verbesserter Kolbenschmierung nahezu
unbegrenzt aufrechterhalten, während
Motoren jener Periode mit ähnlichem
oder niedrigerem mittlerem effektivem Bremsdruck (BMIP) die Gefechtsgrenzleistung
für nur
fünf Minuten
aufrechterhalten konnten.
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Nachweise
von den Büchsenventilmotoren zeigen
auch, dass die Aufrechterhaltung hydrodynamischer Schmierung der
Druckkolbenringe durch die Büchsenbewegung
selbst bei der relativ niedrigen Rate der Büchsendrehung machbar ist, die
jene Motoren hatten, wenn der Kolben sich am oberen Totpunkt (TDC)
des Verdichtungs-Expansionshub war. Daher ist Verschleißschutz
von Kolbenringen und Büchse
ebenfalls machbar. Auch war bei der früheren Konstruktion die primäre Funktion
der Büchsenbewegung
bei den Büchsenventilmo toren
nicht die Reibungsverminderung. Der Spielraum zwischen Büchse und
Block wurde zu Gasabdichtungszwecken um die Einlass- und Auslassöffnungen,
die in die Büchsen
und den Block gebohrt waren, gering gehalten. Bei der vorliegenden
Erfindung kann der Spielraum zwischen Büchse und Block hinsichtlich der
Reibungsoptimierung gewählt
werden. Zeichnungen der Büchsenventilmotoren
zeigen große
Reibflächen
zwischen dem Block und der Hülse.
Die vorliegende Erfindung reduziert diese Reibfläche (durch die Einführung der
Kugellager) auf das für
die Flüssigkeitsschmierung
notwendige Minimum und optimiert die Büchsenbewegung sowohl im Hinblick
auf Kolbenreibung als auch Büchsenreibung.
Daher sind viel größere Reibungsvorteile
möglich.
Auch war die Verringerung oder Eliminierung von Metall-Metall-Berührung am
oberen Totpunkt bei diesen Büchsenventilmotoren
aufgrund des relativ niedrigen Zylinderspitzendrucks möglich, der
typisch für
einen Funkenzündungsmotor
ist (Verdichtungsverhältnis
etwa 6,5 zu 1). Um den gleichen Effekt bei einem Turbolader-Hochleistungsdieselmotor
mit einem Verdichtungsverhältnis
von 15 zu 1 oder höher
und einem Zylinderspitzendruck von etwa 100 Atmosphären zu erreichen,
sind größere Drehgeschwindigkeiten und/oder
das vorgeschlagene Ringprofil erforderlich.
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Das
Dokument EP-A-016 381 beschreibt eine Brennkraftmaschine mit den
Merkmalen des Oberbegriffs des Patentanspruchs 1.
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Zusammenfassung
der Erfindung
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Diese
Erfindung ist auf eine Brennkraftmaschine mit einer umlaufenden
Büchse
pro Zylinder gerichtet, die durch zwei Kugellager abgestützt ist. Das
Ziel der Drehung ist die Aufrechterhaltung der Gleitbewegung zwischen
den Kolbenringen und der Büchse,
um den hydrodynamischen Schmierbetrieb während des gesamten Hubs aufrechtzuerhalten. Die
Ringe werden durch die Reibung zwischen den Kolbennuten und den
Ringen stationär
gehalten. Jedoch können,
falls notwendig, die Ringe mit dem Kolben verstiftet werden, um
ihre Drehung zu vermeiden. Anders als beim typischen Büchsenventilmotor ist
der Oberflächenbereich,
wo straffe Toleranzen zwischen der Büchse und dem Block vorhanden
sind, auf das notwendige Minimum zur zuverlässigen hydrodynamischen Abstützung der
Büchse
beschränkt, was
die Reibung aufgrund der Büchsendrehung
minimiert. Das Ansaugen der frischen Ladung (oder von Frischluft
im Falle eines Diesels) und der Ausstoß der Verbrennungsprodukte
werden über
eine herkömmliche
Tellerventilanordnung bewerkstel ligt. Ein Flansch auf dem oberen
Teil der Büchse überträgt die Schubkräfte auf
den Zylinderkopf und den Block. Des weiteren verstärkt der
Flansch den oberen Teil der Büchse,
was die Büchsendehnung
aufgrund des hohen Zylinderdrucks verhindert oder minimiert, der
auftritt, wenn der Kolben sich in der Nähe des oberen Totpunkts (TDC)
befindet, die ansonsten der Spielraum des oberen Wälzlagers
aufnehmen könnte.
Dies ist von Ricardo als ein typisches Phänomen bei Büchsenventilmotoren ohne Flansch
berichtet wurden, was einen schweren Nachteil hinsichtlich Reibung und
Verschleiß zwischen
der Büchse
und dem Block bewirkt. Eine Gruppe von druckbetätigten Dichtungselementen ist
am oberen Teil der Büchse
eingebaut, um das Eintreten von Hochdruckverbrennungsgasen in den
Raum zwischen der Büchse
und dem Block zu verhindern. Die Wälzlager, welche die Büchse abstützen, sind
mit Drucköl
aus der die Lage schmierenden Ölpumpe
versorgt. Eine Schmiermittelleckage aus diesen Wälzlagen füllt den Raum zwischen der Büchse und
den Block aus und schmiert auch die Dichtungselemente am oberen
Teil der Büchse
und dem Flansch, der als Schublager dient. Das überschüssige Schmiermittel wird durch Öl-rückführkanäle und durch direkte Leckage
zurück
in die Ölwanne abgeführt. Das Öl, das die
Büchse
umschließt,
führt auch übermäßige Wärme vom
Motor ab und kann als einziges flüssiges Kühlmittel des Motors benutzt
werden. Tatsächlich
vergrößert die
Bewegung der Büchse
die Wärmeübertragung
von der Büchse
auf das Öl.
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Die
Büchsen
werden von der Kurbelwelle über
einen Getriebemechanismus angetrieben. Da die Bewegung der Büchse anders
als bei typischen Büchsenventilmotoren
nicht auf eine Öffnungsbetätigung bezogen
ist, ist die Bewegung der Büchsen
von der Ventilzeitsteuerung unabhängig. Daher kann das Gesamtübersetzungsverhältnis zwischen
der Kurbelwelle und den Büchsen
zur Reibungsoptimierung und Verschleißminimierung optimiert werden.
Beispielsweise kann ein Turbolader-Dieselmotor mit hohem Zylinderspitzendruck
und niedrigen Betriebsdrehzahlen ein solches Getriebe haben, dass
die Büchsengeschwindigkeit
für eine
gegebene Kurbelwellendrehzahl hoch ist, um volle hydrodynamische Schmierung
der Kolbenringe am oberen Totpunkt des Verdichtungshubs sicherzustellen.
Andererseits benötigt
ein Motor mit hohen Betriebsdrehzahlen und niedrigem Zylinderspitzendruck,
wie ein Funkenzündungsmotor
eine niedrigere Büchsengeschwindigkeit für eine gegebene
Kurbelwellendrehzahl, um hydrodynamische Schmierung sicherzustellen,
und eine übermäßige Büchsengeschwindigkeit
würde nur
in übermäßigen hydrodynamischen
Verlusten resultieren. Des weiteren kann in Anwendungsfällen, wo
Reibungsverluste wichtiger als Verschleiß von Kolbenringen und Büchse ist,
die Büchsengeschwindigkeit niedriger
als das für
volle hydrodynamische Schmierung am Totpunkt des Verdichtungshubs
notwendige Minimum sein. In diesem Fall kann eine gewisse Metall-Metall-Berührung unter
gewissen Betriebsbedingungen (Volllast) wahrscheinlich sein, aber
die Gesamtverluste aufgrund der Büchsendrehung werden immer noch
niedrig gehalten. Dabei ist die Metall-Metall-Berührung zwischen
dem oberen Druckring und der Büchse
immer noch auf den kleinen Teil des Hubs begrenzt, wenn die Kolbengeschwindigkeit sehr
nahe bei Null ist. Das Gesamtübersetzungsverhältnis zwischen
der Kurbelwelle und der Büchse kann
durch Veränderung
des Übersetzungsverhältnisses
der verschiedenen Gänge
eingestellt werden.
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Die
Büchsengeschwindigkeit
kann konstant (der Einfachheit halber) oder mit alternierendem Wert (ohne
Umkehrung) zur Reibungsoptimierung sein. Bei der letzteren Ausführungsform
ist das Ziel eines Alternierens des Werts der Büchsendrehung, dass im Mittelbereich
des Hubs die Kolbengeschwindigkeit unabhängig von der Büchsendrehung
für die
hydrodynamische Schmierung ausreichend ist. Daher bietet die Büchsendrehung
in diesem Teil des Zyklus keine signifikanten Reibungsvorteile wie
um die Totpunkte. Daher reduziert ein Minimieren der Drehgeschwindigkeit
die durch die Büchsendrehung
verursachte zusätzliche
Reibung. Jedoch muss selbst im Hubmittelbereich eine minimale Drehgeschwindigkeit der
Büchse
aufrechterhalten werden (selbst wenn der Kolben seine Spitzengeschwindigkeit
hat), um den hydrodynamischen Ölfilm
in den Wälzlagern
aufrechterhalten, mit einer kleinen Inkaufnahme von Reibung. Dann,
wenn die Kolben sich verlangsamen, beschleunigen die Antriebsmechanismen
allmählich die
Büchsen.
Wenn die Kolben zum Stillstand kommen, haben die Büchsen ihre
Spitzengeschwindigkeit. Wenn dann die Kolben wieder beschleunigen, können die
Büchsen
allmählich
langsamer werden und haben ihre Minimalgeschwindigkeit, wenn die Kolben
ihre Maximalgeschwindigkeit haben. Ein exzentrischer Antriebsmechanismus
oder ein auf einem Malteserkreuzgetriebe basierendes Getriebe erreicht diese
Bewegung. Die in den Büchsen
bei Spitzenwinkelgeschwindigkeit gespeicherte Energie wird während der
Verzögerung
in das System zurückgeführt. Bei
einem Mehrzylindermotor könnten
die Büchsen durch
unabhängige
Mechanismen angetrieben werden. Jedoch könnten an der Außenseite
der Büchsenoberfläche (entweder
oben oder unten) eingebaute Zahnräder mit den Büchsen benachbarter
Zylinder in Eingriff stehen, was die Notwendigkeit für individuelle
Antriebsmechanismen eliminiert. Das obige Antriebsverfahren ist
besonders attraktiv wenn die Ausführungsform mit konstanter Büchsengeschwindigkeit
gewählt
wird, oder wenn die alternierende Büchsengeschwindigkeit bei einem
Vierzylindermotor (oder in irgendeinem Reihenmotor mit ebener Kurbelwellenauslegung)
eingesetzt wird, wo alle Kolben gleichzeitig einen Totpunkt erreichen.
Im letzteren Fall braucht die Drehung mit alternierender Größe nur durch
einen Mechanismus erzeugt zu werden, und die Bewegung wird von Büchse zu
Büchse
weiter gegeben.
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11 zeigt
die optimalen Büchsengeschwindigkeiten
für verschiedene
Motoranwendungen, abgeleitet von der numerischen Auflösung der Reynolds-Gleichung.
Wiederum ist die angenommene Schmiermittelviskosität eine solche
für ein SAE-20-Öl, ein niedrigviskoses
Schmiermittel, das die Fähigkeit
der Minimierung hydrodynamischer Verluste im Hubmittelbereich hat.
Die minimale Filmdicke beträgt
0,8 Mikrometer, was einer relativ kleinen Dicke entspricht, aber
innerhalb der Grenzen hydrodynamischer Schmierung liegt (basierend
auf relevanter Literatur). Wenn jedoch die Filmdicke unter diesen
Wert abfällt,
ist eine Metall-Metall-Berührung bevorstehend.
Der in 11 gezeigte mittlere Schmiermitteldruck
zeigt den maximal Zylinderdruck, der am oberen Totpunkt des Verdichtungs/Expansionshubs
vorhanden sein kann, ohne irgendeine Verminderung der Filmdicke.
Beachte dass der Druck am oberen Totpunkt des Verdichtungs/Expansionshubs
sehr nahe am Zylinderspitzendruck liegt, der typischerweise zwischen
10 und 20 Kurbelwellenwinkelgrad nachdem oberen Totpunkt auftritt.
Die beiden Linien, die in 11 gezeigt
sind, zeigen ein typisches (niedrigeres) und das revidierte Druckringprofil (obere
Kurve).
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Die
Getriebeauswahl für
die Büchsen
erfolgt folgendermaßen.
Es werden die häufigste
Motorbetriebsdrehzahl und Motorlast gewählt. Dann muss der entsprechende
Zylinderspitzendruck bestimmt werden. Dann muss gemäß 11 in
Abhängigkeit davon,
welches Druckringprofil gewählt
wird, die Büchse
mit einer Winkelgeschwindigkeit umlaufen, so dass die innere Büchsenoberfläche und
der Spitzendruck an einer Stelle auf der entsprechenden Linie oder
Gerade unterhalb derselben auftreten. Die Gleichung welche die Büchsenoberflächengeschwindigkeit
mit der Büchsendrehzahl
in Zusammenhang setzt, lautet: V = Ω × R, wobei V die Geschwindigkeit (m/s),
R der Bohrungsradius (m), und Ω die
Büchsenwinkelgeschwindigkeit
(rad/s) ist. Dann wird durch einfache Arithmetik das Gesamtverhältnis der
Zähne der
Antriebsräder
bestimmt. Dies gilt sowohl für
konstante als auch wechselnde Geschwindigkeit. Für den letzteren Fall muss eine
maximale Büchsengeschwindigkeit
in geeigneter Weise gewählt
werden und es dann die, die für 11 relevant
ist. Beispielsweise erfordert ein Funkenzündungsmotor mit häufigster
Betriebsdreh zahl von 3000 Upm einen Zylinderspitzendruck von 35
atm, und ein herkömmliches Ringprofil
erfordert eine Büchsenwinkelgeschwindigkeit
derart, dass die innere Büchsenoberflächengeschwindigkeit
bei 4 m/s liegt. Wenn die Geschwindigkeit kleiner als diese ist,
fällt die
minimale Filmdicke unterhalb 0,8 Mikrometer beim oberen Totpunkt
und bei Volllast ab, und es könnte
eine gewisse Metall-Metall-Berührung
und Verschleiß am
oberen Totpunkt auftreten. Für
einen Turbolader-Dieselmotor mit häufigster Betriebsdrehzahl von
1200 Upm ist ein Zylinderdruck von 95 atm und überarbeitetes Druckringprofil
sowie etwa 3,5 m/s oder weniger erforderlich. Beachte, dass der
revidierte Druckring zu empfehlen ist, da die Büchsendrehungsanforderungen mit
reduzierter Büchsenreibung
minimiert werden. Bei diesem besonderen Beispiel, bei Motordrehzahlen
höher als
1200 Utm, nimmt die Büchsendrehzahl proportional
zu, da sie über
einen Getriebemechanismus durch die Kurbelwelle angetrieben wird,
was Flüssigkeitsfilmschmierung
des Rings sicherstellt. Bei niedrigeren Drehzahlen, wenn der Zylinderspitzendruck
bei Volllast etwa gleich bleibt, ist eine gewisse Grenzreibung wahrscheinlich.
Daher gilt, wenn Verschleißeliminierung
von besonderer Bedeutung für
die Anmeldung ist, dass eine höhere
Büchsengeschwindigkeit
auf Kosten hydrodynamischer Verluste bei hoher Drehzahl gewählt werden
muss. Bei typischen Hochleistungsmotoren fällt jedoch die Turboladerdrehzahl
bei niedrigeren Motordrehzahlen aufgrund des reduzierten Abgasdurchsatzes
(niedrigere Turboladerdrehzahl) ab, was in niedrigerem Zylinderspitzendruck
resultiert.
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Beachte
auch, dass herkömmliche,
mit Ventilöffnungen
versehene Motoren mit einem herkömmlichen
Ringprofil und mit einem Spitzendruck/Büchsengeschwindigkeitspunkt,
der über
der gestrichelten Linie in 11 abfällt, die
Filmdicke am oberen Totpunkt unter 0,8 Mikrometer abfallen würde, wobei Metall-Metall-Berührung, erhöhte Kolben-
und Büchsenreibung
und Verschleiß sehr
wahrscheinlich wären.
Wenn jedoch ein Schmiermittel mit höherer Viskosität benutzt
würde,
könnte
die Metall-Metall-Berührung
minimiert oder vermieden werden, allerdings auf Kosten der hydrodynamischen
Reibung des Kolbens im Hubmittelbereich und von Büchsenreibung. Im
Falle der Büchsenventilmotoren,
die von Ricardo beschrieben sind, betrug das typische Dichtungsverhältnis dieser
Motoren um 6:1 aufgrund von Detonationsbeschränkungen, was zu weit niedrigerem
Spitzendruck im Vergleich zu modernen Hochleistungsdieselmotoren
mit einem Verdichtungsverhältnis
von etwa 14 bis 17:1 resultiert. Außerdem waren zu jener Zeit
die modernen Mehrbereichsmotoröle
noch nicht verfügbar.
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Kurzbeschreibung der Zeichnungen
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1 zeigt
die allgemeine Seitenansicht des Zylinders des Motors mit umlaufender
Büchse.
Beachte, dass der Klarheit halber Spielräume übertrieben groß dargestellt
sind.
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2 zeigt
eine Einzelheit des Büchsenantriebsmechanismus.
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3 zeigt
die Mittel zum Verändern
der Größe der Büchsengeschwindigkeit.
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4 zeigt
die Art und Weise, in der benachbarte Büchsen miteinander zusammenwirken.
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5 zeigt
den Büchsen/Zylinderkopfabdichtungsmechanismus.
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6A zeigt
ein herkömmliches
Ringprofil. Die Zeichnung ist der Klarheit halber übertrieben.
Beachte, dass das Profil gekrümmt
anstatt abgewinkelt ist, wie in der Zeichnung dargestellt.
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6B zeigt
das neue Kolbenringprofil für den
Motor mit umlaufenden Büchsen.
Wiederum ist die Zeichnung der Klarheit halber übertrieben, und das Profil
ist gekrümmt
anstatt abgewinkelt, wie in der Figur dargestellt.
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7 zeigt
den Büchsenantriebsmechanismus
für einen
Vierzylindermotor mit umlaufenden Büchsen.
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8 zeigt
eine Draufsicht und zwei Querschnitte eines Abschnitts des neuen
Kolbenringprofils.
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9 zeigt
Abschnitte der konischen Dichtung aus drei verschiedenen Ansichten.
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Beschreibung
bevorzugter Ausführungsformen
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Gemäß 1 (Spielräume sind
der Klarheit halber übertrieben)
ist einer der Zylinder einer Viertaktbrennkraftmaschine mit umlaufender
Büchse 1 dargestellt,
die in zwei Wälz lagern 2 abgestützt ist. Das
Ansaugen der frischen Ladung (oder frischer Luft im Falle eines
Diesels) und das Ausstoßen
der Verbrennungsprodukte erfolgen über eine herkömmliche
Tellerventilanordnung (nicht dargestellt), die in Zylinderkopf 3 angeordnet
ist. Anders als bei typischen Büchsenventilmotoren
ist daher die Bewegung der Büchsen
unabhängig
von der Ventilzeitsteuerung und kann hinsichtlich Reibungs- und
Verschleißminimierung
optimiert werden. Ein Flansch 4 auf dem oberen Teil der
Büchse überträgt die Schubkräfte auf den
Zylinderkopf 3 und den Block 5. Des weiteren verstärkt der
Flansch den oberen Teil der Büchse, was
eine Büchsendehnung
aufgrund hohen Zylinderdrucks vermeidet oder minimiert, der auftritt,
wenn der Kolben sich nahe dem oberen Totpunkt befindet. Ein Kolben 34 ist
innerhalb der umlaufenden Büchse angeordnet
und über
eine Pleuelstange (nicht dargestellt) mit der Kurbelwelle (nicht
dargestellt) verbunden. Der Kolben 34 ist mit einem Druckring 35,
der zur Vermeidung seiner Drehung auf dem Kolben verstiftet ist,
einem Abstreiferring 36, der ebenfalls auf dem Kolben verstiftet
ist, und einem Ölsteuerring 37 versehen.
Ein Satz druckbetätigter
Dichtelemente 6 ist auf dem oberen Teil der büchse eingebaut,
um zu verhindern, dass Hochdruckverbrennungsgase in den Raum zwischen
der Büchse
und dem Block eintreten. In 1 ist eine
druckbetätigte
Dichtung 6 gezeigt. Dies ist ein Druckring mit Federbelastung
gegen die Außenseite
seiner in den Kopf 3 eingearbeitenden Nut und außerdem federbelastet
gegen den Flansch 4. Die Wälzlager 2 und 3,
welche die Büchse abstützen werden
mit Drucköl
aus der Ölpumpe
versorgt, welche die Lager über
einen Ölkanal 7 schmieren,
der im Block eingearbeitet ist. Der Spielraum liegt bei diesen Lagern
im Bereich typischer Wälzlager
von etwa 0,005 bis 0,010 cm (0,02 bis 0,04 Zoll). Das Verhältnis von
Durchmesser zu Länge
hat bei den Wälzlagern
typische Werte zwischen 3 und 4. Das obere Lager ist so hoch wie
möglich
nahe dem Flansch angeordnet. Der Ort des zweiten Lagers ist nicht
so streng definiert, aber seine Mittellinie liegt auf einer Höhe deutlich
unterhalb der Mitte des Kolbenhubs. Eine Schmiermittelleckage aus
diesen Wälzlagern
füllt den
Raum zwischen der Büchse
und dem Block 8 auf und schmiert außerdem das Dichtelement 6 und
den Flansch 4, der als Schublager dient. Das die Büchse in
dem Raum 8 umgebende Öl
führt einen
Teil der überschüssigen Wärme vom
Motor ab. Tatsächlich
vergrößert die
Bewegung der Büchse den
Wärmeübergang
von der Büchse
auf das Öl.
Der Flansch 4 kann wie bei hydrodynamischen Schublagern
mit Kissen versehen sein, um hydrodynamische Schmierdrücke zu begünstigen.
Das überschüssgie Schmiermittel
wird durch Ölrückführungskanäle 9 und 10 und
durch direkte Leckage zurück
in die Ölwanne
abgeführt.
Gemäß 2 ist
die Büchse 1 mit einem
Zahnrad 11 ausgebildet, das mit einem Zahnrad 12 in
Eingriff steht, das mit der Welle 13 verbunden ist. Die
Welle 13 wird über
ein Zahnrad 15 angetrieben, das an der Welle 13 befestigt
ist. Das Zahnrad 15 steht in Eingriff mit einem Zahnrad 14,
das Teil der Kurbelwelle 38 ist (nur teilweise dargestellt).
Wie in vorhergehenden Abschnitten erklärt, ist das Gesamtübertragungsverhältnis zwischen
dem Kurbelwellenzahnrad 14 und der Büchse 1 sehr wichtig
für Reibungs-
und Verschleißbelange
und kann für
verschiedene Anwendungen optimiert werden. Das kann durch Veränderung
des Verhältnisses
der Zähne
auf den Zahnrädern 14, 15, 12 und 11 erreicht werden.
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Alternative Ausführungsform:
Nichtverstifteter Druckring
-
Bei
der vorliegenden alternativen Ausführungsform ist der Ring nicht
in seiner Kolbennut verstiftet. Wenn jedoch der hohe Zylinderdruck
während der
Verdichtung stattfindet, herrscht die Reibung zwischen der unteren
Kolbennut vor, was die Drehung des Rings verhindert. Der Vorteil
davon ist, dass die Drehung der Ringe während anderer Teile des Hubs die
Nut sauber und frei von Verbrennungsablagerungen hält.
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Alternative Ausführungsform:
Wechselnde Büchsengeschwindigkeit
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Die
Büchsenbewegung
kann kontinuierlich (konstante Winkelgeschwindigkeit bei einer gegebenen
Kurbelwellendrehzahl) aus Gründen
der Einfachheit oder bei dieser alternativen Ausführungsform
mit wechselndem Wert erfolgen. Im zweiten Fall (alternative Ausführungsform)
verändert
ein Mechanismus die Größe (aber
nicht die Richtung) der Büchsenwinkelgeschwindigkeit
auf einen höheren
Wert an dem Teil des Zyklus, wenn der Kolben sich in der Nähe eines
Totpunkts befindet. Wenn jedoch der Kolben sich um den Mittelbereich
des Hubs befindet, wo ohnehin hydrodynamische Schmierung vorhanden
ist, verlangsamt sich die Büchse
zur Reibungsverringerung. Dies erfolgt vorzugsweise durch Verwendung
des Malteserkreuzradprinzips. Die Welle 13 nach 2 ist
in zwei Teile aufgeteilt, wie in 3 gezeigt
ist. Das Rad 16 ist mit dem Teil der Welle verbunden, der mit
der Kurbelwelle verbunden ist, und dreht sich mit konstanter Drehzahl
bei gegebener Kurbelwellendrehzahl. Ebenso ist das Rad 16 mit
vier Zapfen ausgebildet, welche in die Schlitze des Rads 17 eingreifen,
das mit dem Teil der Welle verbunden ist, welcher das Zahnrad 12 und
daher die Büchse
antreibt. Eine einfache Kinematik kann zeigen, dass die resultierende
Geschwindigkeit des Rads 17 zwischen einem hohen Wert (der
Zapfen des Rads 16 befindet sich am nächsten zur Mitte des Rads 17)
und einen niedrigen Wert wech selt (der Zapfen des Rads 16 befindet
sich an der weitesten Stelle von der Mitte des Rads 17).
Die Anzahl der Zähne
zwischen den Zahnrädern 14 und 15 muss
ein Verhältnis
von 1:2 haben, damit die Drehzahländerung in Phase mit der Kolbenbewegung
erfolgt. Jedoch kann das Verhältnis der
Zähne zwischen
den Zahnrädern 11 und 12 noch beliebig
verändert
werden, um irgendeine Büchsengeschwindigkeit
zu erreichen, die bei einer gegebenen Kurbelwellendrehzahl erforderlich
ist. Bei der Ausführungsform
mit wechselnder Büchsengeschwindigkeit
braucht die Büchse
nur die minimal mögliche
Dicke zu haben, um die Trägheitskräfte auf den
Antriebsmechanismus zu verringern. Beim Kohlenstoffstahl für das Büchsenmaterial
verwendet wird, bei Funkenzündungs-
und Dieselmotoren, sollte diese Dicke um 0,16 bzw. 0,48 cm (1/16
bzw. 3/16 Zoll) betragen. Beachte, dass, wenn die typischen Spitzendrücke für den jeweiligen
Motorentyp auf eine Büchse
unbegrenzter Welle mit der entsprechenden Dicke ausgeübt werden,
die elastische Verformung von gleicher Größenordnung wie ein typischer
Wälzlagerspielraum
ist. Jedoch minimiert der Flansch am oberen Ende der Büchse diese
Deformation auf einen viel kleineren Wert. Wenn die Fläche der
Büchse, die
von dem unteren Wälzlager
umgeben ist, den Zylindergasdruck ausgesetzt ist, wird der Druck
aufgrund der Gasexpansion auf einen sehr niedrigen Wert verteilt.
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Alternative Ausführungsform:
Antriebsmechanismus für
Mehrzylindermotoren
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Bei
einer alternativen Ausführungsform
der Erfindung, die bei einem Mehrzylindermotor eingesetzt wird,
werden Zahnräder
an der Außenseite
der Büchsenoberfläche angeordnet,
wie in den 4 und 7 gezeigt
ist, und stehen mit den Büchsen benachbarter
Zylinder in Eingriff, was die Notwendigkeit für einzelne Antriebsmechanismen
eliminiert. Ein Zahnrad 18 (das identisch dem 2 gezeigten Zahnrad 11 ist)
ist mit der umlaufenden Büchse 1 verschraubt
oder durch Presssitz verbunden, während ein ähnliches Zahnrad 19 an
der benachbarten Büchse 20 befestigt
ist. Die beiden Zahnräder
stehen durch einen im Block 5 eingearbeiteten Schlitz miteinander
in Eingriff. 7 zeigt diese Ausführungsform
in der Anwendung auf einen Vierzylindermotor. Die Kurbelwelle 38,
die durch Hauptlager (nicht dargestellt) abgestützt ist, ist am linken Ende
mit einem Zahnrad 14 ausgebildet, das mechanische Energie auf
das Zahnrad 11 der Büchse 1 des
Zylinders Nr. 1 (Nr. 1 bezieht sich auf die Einheit ganz links der
Figur) über
die Welle 13 überträgt. Das
Zahnrad 19 ist an der Büchse 20 des
Zylinders Nr. 2 befestigt und steht mit dem Zahnrad 18 in
Eingriff (welches das gleiche Teil wie 11 ist). Die Büchse 20 des
Zylinders Nr. 2 steht in ähnlicher
Weise mit dem Zahnrad der Büchse 41 des
Zylinders Nr. 3 in Eingriff, usw. Das obige Antriebsverfahren ist
besonders attraktiv, wenn die Ausführungsform mit konstanter Büchsengeschwindigkeit
gewählt
wird, oder wenn die wechselnde Büchsengeschwindigkeit
bei einem Vierzylindermotor angewendet wird (oder bei irgendeinem
Reihenmotor mit ebener Kurbelwellenauslegung), wo alle Kolben gleichzeitig
einen Totpunkt erreichen. Bei dieser Konstruktion muss nur ein Antriebsmechanismus
eingebaut werden, der mechanische Energie von der Kurbelwelle auf
die Büchsen überträgt, und die
Büchsenbewegung
pflanzt sich auf alle Zylinder fort. 7 zeigt
eine typische Vierzylindermotor-Kurbelwelle der "ebenen" Bauart, was bedeutet, dass alle Pleuelstangenlagermittelpunkte
in einer Ebene liegen. Als Ergebnis erreichen alle Zylinder gleichzeitig
einen Totpunkt. Die Kolben 39 und 40 der Zylinder 1 und 4 sind
am unteren Totpunkt (BDC) gezeigt, während die Kolben (nicht dargestellt)
der Zylinder Nr. 2 und Nr. 3 sich am oberen Totpunkt befinden. Beachte,
dass der in 7 gezeigte Augenblick der Teil des
Motorzyklus ist, wo die maximale Büchsengeschwindigkeit erreicht
ist, wenn die Ausführungsform mit
wechselnder Geschwindigkeit angewendet wird.
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Alternative Ausführungsform:
Konisches Dichtungselement
-
Bei
einer alternativen Ausführungsform
wird ein konisches druckbetätigtes
Dichtungselement eingesetzt. Gemäß 5 sitzt
ein konischer Ring 21 in einer ebenfalls konischen Nut 22,
die im Zylinderkopf 3 eingearbeitet ist. Ebenso wie typische
Druckringe hat diese Dichtung ebenfalls ein offenes Ende, und der
Durchmesser, wenn sie nicht zusammengedrückt ist, ist etwas größer als
die Nut, in die sie hineinpassen soll. Daher drückt, wenn sie in die Nut 22 eingesetzt
ist, die sich entwickelnde Federkraft gegen die äußere Wand der Nut 22.
Wegen der geneigten Oberflächen
wickelt sich eine Federbelastung zwischen der unteren Oberfläche des
Rings 21 und der oberen ebenen Oberfläche der umlaufenden Büchse. Wenn
große
Drücke
aufgrund der Verbrennung im Zylinder entwickelt werden, wird der
Ring 21 weiter gegen die oberen Oberflächen gedrückt, um die Dichtung zu intensivieren.
Der Ring 21 könnte
stationär
mit Bezug auf den Zylinderkopf 3 gehalten werden (verstiftet)
und an dem oberen Teil der umlaufenden Büchse gleiten, oder mit Bezug
auf die Büchse stationär gehalten
werden und mit Bezug auf den Zylinderkopf umlaufen. Die Anwesenheit
von Schmiermittel und ständiger
Drehung sind ideal für
eine hydrodynamische Schmierung wiederum kann ein Teil der Gleitfläche mit
Kissen versehen sein (ebenso wie ein hydrodynamisches Schublager
und ähnlich
wie die vorgeschlagene Druckringkonstruktion), um die Bildung hydrodynamischer
Schmierung zu begünstigen. 9 zeigt
die Ausbildung der konischen Dichtung mit Kissen an der geeigneten
Stelle, wenn die Dichtung am Zylinderkopf verstiftet ist und mit
Bezug auf den Flansch der Büchse
gleitet, 45 zeigt eine dreidimensionale Gesamtskizze des
Abschnitts der Dichtung mit den Kissen 46, die eingebettet
sind, um die Dichtung nicht zu stören, 47 ist eine Seitenansicht der
Kissen 46, die mit verdeckten Linien dargestellt sind. 46 ist
eine Ansicht der unteren Oberfläche
mit deutlich sichtbaren Kissen 46. Die Tiefe dieser Kissen
ist in 9 der Klarheit halber übertrieben. Beachte dass die
oben erörterten
Simulationen auch für die
Schmierung der Gleitfläche
des konischen Dichtungsrings nach 5 gelten.
Jedoch unterliegt dieser Ring wegen seiner Anordnung (weiter weg
von der Drehachse) einer etwas höheren
Gleitgeschwindigkeit.
-
Alternative
Ausführungsform:
Dichtung für
hohen Zylinderspitzendruck
-
Die
folgende Ausführungsform
ist besonders wünschenswert
für einen
Motor, der hohe Verbrennungsdrücke
entwickelt (z. B. Turbolader-Dieselmotor). Bei einem solchen Motor
ist die Zylinderdichtung kritischer. Daher ist gemäß 5 ein
zusätzlicher Druckring 23 in
einer Nut angeordnet, die in den Flansch der umlaufenden Büchse eingearbeitet
ist. Irgendwelche Verbrennungsgase, die an der konischen Hauptdichtung
vorbei lecken, werden durch den Ring 23 zurückgehalten.
Da der Ring 23 den konischen Ring 21 gegen aus
dem Bereich 8 (Bereich zwischen Büchse und Zylinder) kommendes Öl isoliert,
ist eine zusätzliche Ölversorgung 25 vorgesehen,
um sowohl die konische Dichtung als auch die Grenzfläche des
oberen Teils des Flansches und des Zylinderkopfs zu schmieren, der
als Schublager dient. Ein ähnlicher Ölkanal wie 25 ist
auf die entgegengesetzte Seite vorgesehen und dient als Ölrückführung.
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Alternative Ausführungsform:
Eingestelltes Druckringprofil
-
Hydrodynamische
Schmierung erfordert eine gewisse Form konvergierender Oberflächen, um
die Mitteldrücke
auszubilden und die Normallast zu tragen. Wenn der Kolben sich am
oberen Totpunkt befindet und die einzige auftretende Bewegung die Büchsendrehung
ist, ist keine erkennbare konvergierende Fläche vorhanden (die Flächen sind
parallel). In der Realität
erzeugen jedoch die Oberflächenunregelmäßigkeiten
der gehonten umlaufenden Büchse kleinere
konvergierende Oberflächen
(ein als mikro-hydrodynamische Schmierung bezeichnetes Phänomen).
Jedoch kann bei der folgenden alternativen Ausführungsform das Ringprofil so
eingestellt werden, dass es konvergierende Flächen gerade für die Ringdrehung
erzeugt, ohne auf die Oberflächenunregelmäßigkeiten
vertrauen zu müssen,
und daher die notwendige Drehung für eine vollständige hydrodynamische
Schwingung verringern zu können.
Gemäß 6A ist
das herkömmliche
Ringprofil 49 aus den folgenden Teilen aufgebaut. Ein flacher
Teil 26 dient als Dichtfläche zwischen der Büchse und
den Ring. Keile 27 und 28 dienen als konvergierende
Flächen während der
Auf- und Abbewegung zur Begünstigung
der Ausbildung eines hydrodynamischen Drucks. Zu beachten ist, dass
die Zeichnung der Klarheit halber übertrieben ist und die Keilform
so klein ist, dass man sie mit dem bloßen Auge nicht sehen kann.
Auch ist die Form tatsächlich
gekrümmt und
nicht, wie in 6 gezeigt, abgewinkelt.
Das neue Ringprofil 50 (Figur 6B) behält einen
ebenen Teil 29 immer noch bei und ist außerdem mit ähnlichen
Keilen an beiden Rändern 30 und 31 versehen.
Jedoch verändert
sich die Tiefe dieser Keile in Umfangsrichtung, wodurch auch in
dieser Richtung Keile erzeugt werden. Wenn die minimale Keiltiefe erreicht
worden ist, wiederholt sich dasselbe Muster. 8 zeigt
die Draufsicht 42 eines Abschnitts des neuen Druckrings.
Zwei Querschnitte, 43 und 44, sind ebenfalls dargestellt,
um die Veränderung
der Keiltiefe zu demonstrieren. Das Ergebnis liegt darin, dass konvergierende
Flächen
in Richtung der Büchsendrehung
effektiv erzeugt werden. Daher wird der Tragdruck des Rings für eine gegebene
Büchsendrehzahl
erhöht.
Diese Ausführungsform
ist besonders wünschenswert
für Dieselmotoren,
wo der Zylinderspitzendruck sehr hoch ist. Simulationen zeigen, dass
mit dem vorgeschlagenen Ringprofil der Schmiermitteldruck tatsächlich dramatisch
erhöht werden
kann, selbst bei einer relativ großen Filmdicke, bei erreichen
eines typischen Zylinderspitzendrucks bei Hochleistungsdieselmotoren
bei Volllast. Beachte, dass das vorgeschlagene Ringprofil den ebenen
Teil des Rings vergrößert, wodurch
die Abdichtung verbessert und die Effektivität der Quetschfilmschmierung
am Totpunkt gesteigert wird. Ein Teil der konvergierenden Fläche, welche
die hydrodynamische Schmierung aufgrund der Auf-Abbewegung verbessert,
ist geopfert worden. Jedoch zeigen die Ergebnisse der Modelle von
Tian und Mitarbeitern (1996), Lawrence (1988) sowie mehrere experimentelle
Studien, dass unter den meisten Betriebsbedingungen eine mehr als
ausreichende Filmdicke für eine
hydrodynamische Schmierung im Hubmittelbereich vorhanden ist. Des
weiteren, da mindestens eine gewisse Büchsendrehung im Hubmittelbereich beibehalten
wird, bleiben die konvergierenden Flächen in Umfangsrichtung aktiv
und substituieren die Gesamtverringerung der Fassform.
-
Alternative Ausführungsform:
Auf konischen Ring angewendetes überarbeitetes
Ringprofil
-
Bei
einer anderen alternativen Ausführungsform
kann ein das obige Konzept anwendendes Profil bei den druckbetätigten Dichtelementen
eingesetzt werden. Mit anderen Worten, die Ringe 21 und 23 (5)
haben entlang ihrer Dichtflächen
eingearbeitete Kissen, um den Aufbau von hydrodynamischem Schmiermitteldruck
zu begünstigen
und Metall-Metall-Berührung zu
vermeiden. Die Kissen sind in der Gleitfläche des Rings versenkt, um
einen kleinen Dichtspalt in der übrigen
Oberfläche
zu ermöglichen. Beachte,
dass die obige Simulationen auch für die Schmierung der unteren
ebenen Gleitfläche
eines konischen Dichtungsrings der früheren Ausführungsformen gelten. Aufgrund
der Anordnung des Rings (weiter weg von der Drehachse) erfährt dieser
Ring eine etwas höhere
Gleitgeschwindigkeit. Zusätzlich zu
den Oberflächenunregelmäßigkeiten
können
Kissen zur Steigerung der Filmdicke notwendig sein, wenn hoher Gasdruck
in Betracht gezogen wird. Diese Kissen können in der Form ähnlich wie
bei typischen hydrodynamischen Drucklagern sein, müssen aber
in der ebenen Oberfläche
versenkt werden, um die Dichtungswirkung nicht zu stören. Zu
beachten ist auch, dass Quetschfilmschmierung bei diesem Ring ebenso
stattfindet, weil die Filmdicke hoch ist, bevor der Gasdruck ansteigt.
-
Alternative Ausführungsform:
Turbolader-Dieselmotor
-
Die
folgende alternative Ausführungsform beschreibt
die Erfindung in Anwendung auf einen Turbolader-Dieselmotor mit
dem maximalen Drehmoment (und folglich dem maximalen Zylinderspitzendruck)
bei 1200 Upm. Der typische Maximaldruck bei der Spitzendrehmomentdrehzahl
bei Volllast für einen
solchen Motor beträgt
etwa 100 atm. Gemäß
11 beträgt die notwendige
Büchsengeschwindigkeit
zum vollständigen
Schutz der Büchse
und der Ringe vor Metall-Metall-Berührung etwa 3,5 m/s, wenn das
vorgeschlagene Druckringprofil eingesetzt werden soll. Bei einem
Hochleistungsmotor mit einer Bohrung von 14,0 cm (5,5 Zoll) beträgt die resultierende
Büchsendrehzahl
478 Upm. Im Falle der Büchse
mit konstanter Drehzahl muss das Getriebeverhältnis so sein, dass das Zahnrad
11 (
7),
das an der Büchse
1 befestigt
ist, sich mit 478 Upm dreht, wenn das Kurbelwellenzahnrad
14 mit
1200 Upm umläuft.
Daher lautet die notwendige Bedingung für die Anzahl der Zähne der
Zahnräder
11,
12,
15 und
14:
-
Alternative Ausführungsform:
Dieselmotor mit wechselnder Büchsendrehzahl
-
Als
alternative Ausführungsform
wird die Büchse
mit variabler Drehzahl bei dem Dieselmotor der vorhergehenden Ausführungsform
eingesetzt. In diesem Fall muss die maximale momentane Büchsendrehzahl,
die auftritt, wenn der Kolben sich an einem Totpunkt befindet, 478
Upm betragen. Einfache Kinematiken der Räder 16 und 17 ergeben
die erforderliche Drehzahl der Räder 17 und 16 (3),
und die entsprechenden Übersetzungsverhältnisse,
um die Büchsendrehzahl
von 478 Upm zu erreichen. Die Geometrie der Räder 16 und 17 (Abstand
der beiden Mittellinien und Radius der Zapfen auf dem Rad 16) werden
so gewählt,
dass die erforderliche Drehzahlvariation erreicht wird. Beachte,
dass die minimale Drehzahl durch zwei Beschränkungen gewählt werden sollte. Eine ist
die, dass die Büchsendrehzahl nicht
unter ein zur Aufrechterhaltung des hydrodynamischen Films abfallen
sollte, der die Büchse
trägt. Dieses
Minimum hängt
von der Konstruktion dieser Lager ab, der Viskosität des verwendeten
Schmiermittels, des Verhältnisses
von Hub zu Pleuelstangenlänge
war und dem Zylinderdruck, wenn die minimale Drehzahl auftritt.
Die zweite ist, dass eine extreme Drehzahlschwankung zu übermäßigen Trägheitskräften auf
den Antriebsmechanismus führen
könnte, was
wiederum größer bemessene
Zahnräder
erfordern würde,
um die schwankende Trägheitslast
aufzunehmen.
-
Alternative Ausführungsform:
Funkenzündungsmotor
-
Bei
der folgenden alternativen Ausführungsform
wird die vorliegende Erfindung auf einen Funkenzündungsmotor mit einem Spitzendrehmoment bei
3000 Upm und einer Bohrung von 8,9 cm (3,5 Zoll) angewendet. Der
Zylinderspitzendruck bei 3000 Upm beträgt 50 atm. Gemäß 11 beträgt die erforderliche
Büchsendrehzahl
für vollen
Metall-Metall-Berührungsschutz
am Totpunkt etwa 1,7 m/s. Die entsprechende Büchsendrehzahl beträgt 365 Upm. Für die konstante
Büchsendrehzahl
erfolgt die Getriebeverhältniswahl
so, dass bei 3000 Upm der Kurbelwelle das Büchsenzahnrad mit 365 Upm umläuft. Die
Wahl der Zähnezahlen
erfolgt wie oben. Für
die alternative Ausführungsform
mit wechselnder Büchsendrehzahl
beträgt
die maximale Büchsendrehzahl, wenn
der Kolben sich am Totpunkt befindet, 365 Upm.
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Alternative Ausführungsform:
Schmiermittel als Motorkühlmittel
-
Bei
einer weiteren alternativen Ausführungsform
kann das die umlaufende Büchse 1 im
Raum 8 (1) umgebende Schmiermittel als
einziges Kühlmittel
des Motors dienen. Der Strömungsrücksatz muss
ausreichend groß sein,
um sämtliche Überschusswärme von
den Zylinderwänden
abzuführen. Bei
herkömmlichen
wassergekühlten
Motoren werden Wassermäntel
in die Zylinderköpfe
eingearbeitet oder eingegossen, in welchen Kühlwasser strömt. Bei
dieser Ausführungsform
sind diese Kanäle
mit Schmiermittel gefüllt.
Die Ölpumpe
fördert
den Kühlmittelstrom
durch diese Zylinderkopfkanäle
zur Abführung
von Überschusswärme. Der
gesamte Ölströmungsdurchsatz
wird auch durch einen Ölkühler mit ausreichender
Kapazität
gepumpt, um diese Abwärme
in die Umgebungsluft abzuführen.
Daher werden die Wasserpumpe, der Wasserkühler, und Kühlmittelschläuche durch
einen größeren Ölkühler und
eine größere Ölpumpe ersetzt,
um die zusätzliche
Komplexität
des Systems zu kompensieren. Der Vorteil dieser Ausführungsform
liegt darin, dass die Zusatzkosten des Motors mit umlaufenden Büchsen gegenüber einem
herkömmlichen
Motor reduziert werden.
