JP4234695B2 - 大型多気筒２サイクルディーゼルエンジン - Google Patents

Description

本発明は、複数の部品で組み立てられたクランク軸を包含するクロスヘッド型の大型多気筒2サイクルディーゼルエンジンに関する。

低速クロスヘッド型の大型2サイクルディーゼルエンジンは、巨大かつ高効率な出力発生エンジンである。この種のエンジンで最大のものは94回転で約100,000kWを発生し、全長33メートル、重量は約3,500トンである。

この種の従来のエンジンは、軸方向の長さの等しい複数のシリンダ部分に分けられる。これは、隣接する横桁間の距離による台板、隣接する横補剛材間の距離によるA形のクランクケースフレーム、およびシリンダのピッチによるシリンダフレームとして表される。

これらのエンジンは、各々が主軸受によって支持される主ジャーナルにより相互に連結するクランクスローを組み付けたクランク軸を備える。各クランクスローは、クランクピンによって相互に連結する2個のクランクアームを備え、アームは、主ジャーナル端部のアーム孔部への焼嵌めによる焼嵌接合によって関連する主ジャーナルと接合する。各スローは、一体的に製造するか、または2個のアームおよびクランクピンで組み立ててもよい。

最も大きなエンジンのスローは約25トンあり、完全なクランク軸の重量は最大で約400トンになる。このクランク軸は、最大で約12,000kNmのトルクを伝達できなければならない。クランク軸の構成要素の寸法は、様々な構造上の側面を考慮して決定されるが、特に伝達される力およびクランク軸の振動作用によって生じる力が各部分の寸法設計に影響を与える。さらに、接合および構成要素の寸法設計における安全係数は、それぞれの船級協会の要件によって規定されている。

軸の組み立て後の状態によって収縮圧力が制限され、孔部の内側面周辺、すなわち接合面付近の材料に降伏が生じ得ることは、既知の半組立型または全組立型クランク軸における共通の特徴である。エンジン運転中に収縮圧力がより高くなり、さらに大きな降伏が軸材料に生じた場合、この軸は加えられたトルクを伝達しようとすると許容外の変形を受けなければならない。収縮圧力によって相互に関連する個々の軸部品が決定され、従って収縮表面積と共に、軸が伝達可能なトルクの大きさが決定される。上述のように、最大の収縮圧力は実際に制限を受けるので、軸は回転中に寸法的に安定していなければならない。この軸がより大きなトルクを伝達するように設計する場合は、収縮表面積およびそれに伴う軸方向あるいは半径方向の寸法を大きくする必要がある。

これは、エンジンのクランク軸および近隣の部品のいずれもより大きなスペースを必要とし、より重くなることを意味し、このエンジンがより高価になりその有効性を低下させてしまうことになる。

クロスヘッド型の大型多気筒2サイクルディーゼルエンジンの主ジャーナルは、クランク軸の振動質量および振動作用によって生み出される力に加えてピストンがクランク軸に加える大きな力に耐えなければならない。

大型2サイクルディーゼルエンジンの主軸受は滑り軸受であり、ジャーナルの回転運動による流体力学的な効果によって軸受面とジャーナルとの間の油膜に圧力を生じさせ、この圧力によってジャーナルを軸受面から持ち上げている。軸受面の摩耗を防ぐためには、最小限の油膜厚さが維持されなければならない。クロスヘッド型の大型多気筒2サイクルディーゼルエンジンにおける個々の主クランク軸の軸受にかかる荷重は、それぞれの軸受に均一に分配されるのではなく、軸受によって異なる。こうした変化は、クランク軸の回転中に発生する動的な質量力および結果として生じるクランク軸の振動作用によって生じる。燃焼圧力による曲げおよび伝達トルクの変動による偏心クランクスローにおけるねじりによって、エンジン運転中にそれぞれの軸受間に軸方向の偏りおよびずれが引き起こされることもそれぞれの軸受にかかる荷重の変化の一因となる。

軸受にかかる最大荷重の増加にしたがってより大きな軸受面が必要になるが、同様に各主ジャーナルに対してより長い軸受部分を提供することが必要となる。

これは、エンジンのクランク軸および隣接する部品のいずれもより大きなスペースを必要とし、より重くなることを意味し、このエンジンがより高価になりその有効性を低下させてしまうことになる。

こうした背景から、本発明は、従来のこの種のエンジンと同じ性能を有しながらより軽量で短い大型多気筒2サイクルディーゼルエンジンを提供すること、または従来のこの種のエンジンよりも高い性能を有しながら同じ重量および大きさの大型多気筒2サイクルディーゼルエンジンを提供することを目的とする。

この目的は、請求項1に従い、直列型、V型またはU型のクロスヘッド型の大型多気筒2サイクルディーゼルエンジンであって、nまたはn*2個のシリンダと、n+1+x個の主軸受と、主軸受にそれぞれ支持される主ジャーナルにより相互に連結するn個のクランクスローを組み付けたクランク軸とを備え、各クランクスローは、クランクピンにより相互に連結される2個のアームを備え、前記アームは、主ジャーナル端部のアームの孔部への焼嵌めによる焼嵌接合によって関連する前記主ジャーナルと接合され、それによって、前記アームは前記クランク軸の軸方向に最大厚さ（T₁，T₂,．．．T_n*2）を有し、それぞれのクランクスローの軸方向の長さ（L₁，L₂,．．．L_n*2）は前記クランクスローの前記アームの前記最大厚さ（T₁，T₂,．．．T_n*2）によって少なくとも部分的に決定され、前記焼嵌接合は、長さ（l₁，l₂,．．．l_n*2）を有し、この長さ（l₁，l₂,．．．l_n*2）がエンジン運転中に関係する前記焼嵌接合にかかる個々の荷重に基づいて個々に寸法設計され、各アームの最大厚さ（T₁，T₂,．．．T_n*2）が、前記長さ（l₁，l₂,．．．l_n*2）の中に実現できるように個々に寸法設計され、隣接するそれぞれの一対の主軸受の各対向側面間の距離（D₁，D₂,．．．D_n）が可変であり、その間のクランクスローの軸方向の長さ（L₁，L₂,．．．L_n）に個々に適合する、直列型、V型またはU型のクロスヘッド型の大型多気筒2サイクルディーゼルエンジンを提供することにより達成される。

前記焼嵌接合の前記長さl₁，l₂,．．．l_n*2を個々に寸法設計することによって、前記焼嵌接合の多くをより大きな荷重をかけた焼嵌接合よりも短くすることが可能である。前記アームの前記最大厚さT₁，T₂,．．．T_n*2を個々に最小に寸法設計することによって、さらに前記焼嵌接合が実現に必要とする前記長さl₁，l₂,．．．l_n*2が可能になり、ほとんどの前記クランクスローの前記長さL₁，L₂,．．．L_nを短くすることができる。隣接する一対の主軸受の側面間の距離Dを適合させることによって、隣接する主軸受間の距離が短くなる。主軸受間の距離を短くすることによって、エンジン全体の長さが短くなる。多くの大型2サイクルディーゼルエンジンが、船舶、特にコンテナ船、ばら積貨物船および油送船などの貨物船の推進エンジンに使用され、長さのより短いエンジンによって貨物倉が少しでも長くなることが歓迎される。さらに、長さを減じることによってエンジンの重量にも類似した削減がもたらされ、競争力の要素にもなる。

前記焼嵌接合の前記長さl₁，l₂,．．．l_n*2は、エンジン運転中の前記焼嵌接合の最大歪が全ての焼嵌接合に対して同一になるように個々に寸法設計することができる。それによって、前記アームの全長が短く抑えられる。

前記最大厚さT₁，T₂,．．．T_n*2および前記長さl₁，l₂,．．．l_n*2は、同一の前記クランクスローの前記2本のアームに等しくなるように選択することができる。

隣接する2個のアーム間の前記主ジャーナルの前記軸受部の長さM₁，M2,．．．M_n+1+xは、エンジン運転中に関係する前記主ジャーナルにかかる個々の荷重に基づいて個々に寸法設計することが可能で、前記それぞれの一対のシリンダ間のピッチP₁，P₂,．．．P_{（n または n*2）-1}は可変にすることが可能で、その間の主軸受の前記軸受部の長さM₁，M₂,．．．M_n+1+xに個々に適合させることが可能である。前記主ジャーナルの前記軸受部の個々に可変の長さによって、その間の前記主軸受が前記エンジンの他のジャーナルと同じ程度の大きな荷重がかからなければ、隣接する一対のシリンダ間のシリンダピッチを短くすることができる。隣接する一対のシリンダ間のシリンダピッチを個々に短くすることによって、前記エンジンの全長および重量をさらに削減することができる。

前記それぞれの一対のシリンダ間のピッチP₁，P₂,．．．P_{（n または n*2）-1}は、関係する一対のシリンダ間の前記クランク軸の前記アームの最大厚さT₁，T₂,．．．T_n*2にも個々に適合させることができる。

隣接する一対の主軸受の軸中心間の距離は、その間の前記クランクスローの長さL₁，L₂,．．．L_nおよび関係する前記一対の主ジャーナルが担持する前記2個の主ジャーナルの個々の長さM₁，M₂,．．．M_n+1の両方に個々に対応することができる。

前記エンジンは、前記主軸受の軸受支えを有する横桁を備えた台板、およびクロスヘッドのための案内板を支える横補剛材を備えた溶接したA形のクランクケースフレームをさらに備えることが可能で、それによって、それぞれの横桁間の距離が、関係する前記横桁が支持する前記主軸受の軸中心間の距離に個々に適合し、前記A形のクランクケースフレームが、それぞれの前記横桁の実質的に真上に配置される前記横補剛材と共に前記台板に載置される。

前記軸方向の最大厚さT₁，T₂,．．．T_n*2以外の前記アームの寸法は、実質的に前記クランク軸の全てのアームと同一であることが好ましい。

前記主ジャーナルの直径は、実質的に前記クランク軸の全ての主ジャーナルに対して同一であることが好ましい。

また、上述の目的は、請求項15に従い、直列型、V型またはU型のクロスヘッド型の大型多気筒2サイクルディーゼルエンジンであって、nまたはn*2個のシリンダと、主軸受にそれぞれ支持されるn+1+x個の主ジャーナルにより相互に連結するn個のクランクスローを組み付けたクランク軸とを備え、各クランクスローは、クランクピンにより相互に連結される2個のアームを備え、前記アームは、主ジャーナル端部のアームの孔部への焼嵌めによる焼嵌接合によって関連する前記主ジャーナルと接合され、主ジャーナルは、前記クランク軸の軸端で、2個のアームのそれぞれに接合され、前記クランク軸の前記軸端の2個の隣接するアーム間または隣接する1個のアームの前記主ジャーナル部の前記軸受部の長さ（M₁，M₂,．．．M_n+1+x）は、エンジン運転中の関係する前記主ジャーナルにかかる個々の荷重に基づいて個々に寸法設計され、隣接する一対のシリンダ間のピッチ（P₁，P₂,．．．P_{（n または n*2）-1}は可変であり、個々にその間の前記主ジャーナルの前記軸受部の長さ（M₁，M₂,．．．M_n+1+x）に適合する、直列型、V型またはU型のクロスヘッド型の大型多気筒2サイクルディーゼルエンジンを提供することにより達成される。

隣接する2個のアーム間の主ジャーナルの軸受部分の長さは、エンジン運転中に関係する前記主ジャーナルにかかる個々の荷重に基づいて個々に寸法設計することが可能で、また、前記それぞれの一対のシリンダ間のピッチP₁，P₂，．．．P_{（n または n*2）-1}は可変にすることが可能で、その間の主軸受の前記軸受部の長さに個々に適合させることが可能である。前記主ジャーナルの前記軸受部の個々に可変の長さによって、その間の前記主軸受が前記エンジンの他のジャーナルと同じ程度の大きな荷重がかからなければ、隣接する一対のシリンダ間のシリンダピッチを短くすることができる。隣接する一対のシリンダ間の前記シリンダピッチを個々に短くすることによって、前記エンジンの全長および重量をさらに削減することができる。

前記主ジャーナル部の長さは、関係する前記主ジャーナル長さを可能な限り短くするように個々に寸法設計することができる。

前記エンジンは、前記主軸受の軸受支えを備えた横桁を包含する台板、および案内板を支える横補剛材を備えた溶接したA形のクランクケースをさらに備えることが可能で、それによって、それぞれの横桁間の距離は、関係する前記横桁が支持する前記主軸受の軸中心間の距離に個々に適合され、前記A形のクランクケースフレームは、それぞれの前記横桁の実質的に真上に配置される前記横補剛材によって前記台板に載置される。

本発明の前記エンジンの更なる目的、特徴、利点および特性は、詳細な説明から明らかになる。

詳細な説明

以下の本説明の詳細部分において、本発明を図面に示される例示的な実施態様を参照してさらに詳細に説明する。以下の詳細な説明において、クロスヘッド型の大型2サイクルディーゼルエンジンを好適な実施態様によって開示する。

図1および2は、ピストン直径が98cmの低速クロスヘッド型の大型直列2サイクルディーゼルエンジン10であって、船舶用の推進エンジンまたは発電所の原動機として使用できる。これらのエンジンは、一般的に一列に並んだ6〜最大16のシリンダを有する。図1では、8気筒エンジン10の側面図と共に、補助線によって9、10、11、12気筒型のエンジンが示されている。エンジン10の下のメートルの目盛りは、これらのエンジンの絶対的な大きさを示し、その長さは8気筒モデルの約18メートルから14気筒モデルの28メートルまで様々である。

エンジンは、クランク軸1の主軸受を備えた台板11から組み立てられる。台板11は、利用可能な製造装置に合わせて適切な大きさの部品に分けられる。この台板は、溶接縦桁および鋳鋼製の軸受支え32（図4）を備えた溶接横桁31から成る。

図2において破線で示される外観から、このエンジンはピストンロッド29を経てクロスヘッド24に接合されたピストン28を備えている。クロスヘッド24は、案内面23によって案内される。連接棒30は、クロスヘッド24とクランク軸1のクランクピンを接合する。

溶接型のA形のクランクケースフレーム12は、台板11上に載置される。シリンダフレーム13は、クランクケースフレーム12上部に載置される。控えボルト26（図3に示す）は、台板11をシリンダフレーム13に接合し、互いの構造を保つ。シリンダ14は、シリンダフレーム13によって担持される。排気弁アセンブリ15は、各シリンダ14上部に載置される。また、シリンダフレーム13は、燃料噴射装置19、排気受16、ターボチャージャ17および掃気受18も担持する。

図3に示すように、クランクケースフレーム12は、長手方向に延びるクランクケースフレーム12の外壁22を相互に連結する横板21を通り抜ける形態で補剛材を備えた各シリンダ間に配置され、その横剛性を増加するためのA形のクランクケースフレーム12の上部から底部へ延びている。

クロスヘッド24（図2）に作用する横方向の力を受けるための垂直案内面23は、例えば溶接によって、横板21に載置される。各案内面23の背面は、案内面23と横板21を接合する垂直に延びる補助壁25によって支持される。案内面23、補助壁25および横板壁21によって、控えボルト26が受けるねじりに対してねじり剛性の高い中空形状を形成する。

図4に示すように、台板11は板31を通り抜ける形態で横桁を備える。軸受支え32は、例えば溶接によって、横桁31に載置される。下部軸受シェル33は、軸受支え32で受ける。また、主軸受は、上部軸受シェルおよびベアリングキャップ（図示せず）も備え、これらはクランク軸1を台板11上に配置した後に軸受支え32に締め付け固定される。

図5Aは、従来技術の12気筒エンジンのクランク軸1を示す。図5Dは、本発明の好適な実施態様によるクランク軸を示す。図5Bおよび5Cは、従来のクランク軸および好適な実施態様によるクランク軸の両方に適用される。クランクスロー/シリンダには、1〜12の番号が付され、クランクスロー番号1はクランク軸1の先端部、クランクスロー番号12はその出口端部につけられる。異なるスロー数を有するエンジンに対して、この数をnとして表すことができる。直列エンジンのシリンダ数は、nとなる。U型またはV型エンジン（図示せず）のシリンダ数は、n*2となる。

クランク軸1は、その重量が約400トンになる完全なクランク軸1を吊り上げられるクレーンの入手が極めて困難であるため、後部分1bおよび前部分1aから組み立てられる。各クランク軸部品1aおよび1bは、全部で12個のクランクスロー2のうちの6個を備える。（他の組み合わせ方も可能であり、例えば、14気筒のエンジンであれば、4個のスローを備えるクランク軸2本と6個のスローを備えるクランク軸1本に分割することができる。）前部分1bおよび後部分1aは、主ジャーナル5がそれぞれの軸受シェル33に1個ずつ載置される。その後、クランク軸の前部分および後部分は、フランジ継手37によって長手方向に組み立てられる。クランク軸の前部分および後部分をフランジ継手37のフランジにボルト締めで連結し、軸受キャップを載置後、クランクケースフレーム12を台板11に置く。

各々のクランク軸部分1aおよび1bは、6個（n/2）のクランクスロー2および7個（n/2）+1の主ジャーナル5から組み付けられる。クランクスロー2は、クランクスローの2個のアーム3と一体的に形成されるクランクピン4を有する。クランクスロー2は、鋳鋼または鍛鋼の一体形として製造される。各クランク軸部分1aおよび1bの6個のクランクスロー2は、主ジャーナル5によって互いに連結される。完全なクランク軸の主軸受の総数はしたがって14（n+1+x）個であり、ここでxは、クランク軸部分および継手が組み立てられたクランク軸の主軸受数が可変になるような設計の方法によって可変である。また、主軸受の総数を増加させないフランジ継手もあるので、主軸受の総数はフランジ継手の数およびフランジ継手の形式によって決定される。従って、図に示すように、xの値はクランク軸において1である。

後部分1aは、中間軸（図示せず）を経て駆動されるプロペラによって生じる力を受けるスラスト軸受39を備える。

図5Bは、前部分1bのそれぞれのスロー2の角分布を示すクランク軸の軸方向像である。

図5Cは、後部分1aのそれぞれのスロー2の角分布を示すクランク軸の軸方向像である。

主ジャーナル5は、1つの軸受部およびクランク軸1の組み立て時に隣接するクランクスロー2にアーム3の孔部に焼嵌めされる2つの端部を有する。前部分1bおよび後部分1aの長手方向の端に位置する主ジャーナル5は、軸受部およびそれぞれのクランクスロー2のアームのそれぞれの孔部に焼嵌めされる端部を有する。

図6において、シリンダ番号1のアーム3とそれぞれのジャーナル5との間の焼嵌接合をさらに詳細に示す。焼嵌接合の長さは、アーム3においてl₁の範囲である。（シリンダ番号2のクランクスローでの長さをl₃およびl₄、シリンダ番号3のクランクスローでの長さをl₃のように示す）。焼嵌接合によって伝達できるトルクの大きさは、焼嵌接合部の接触圧力、孔部の直径およびその長さl₁，l₂，．．．l_n*2（n＝エンジンのスロー数）によって決まる。すなわち、長さおよび直径が大きければ、伝達できるトルクも大きくなる。焼嵌接合は、それぞれの船級協会の要件に基づいて、通常安全係数2で寸法設計される。

焼嵌接合で利用可能な軸方向の長さl₁，l₂，．．．l_n*2は、主にそれぞれのアームの軸方向の幅T₁，T₂，．．．T_n*2によって決定される。最大圧力は、主ジャーナル5の孔部の直径に対する余直径、およびこの孔部を囲むアーム3の構造強さおよび安定性によって決まる。孔部を囲む材料の構造強さは、孔部の周囲の材料層の厚さおよびその材料の特性によって決まる。一般的に、クランク軸1の構成要素は、全て高張力鋼製である。構成要素は、所望の材料特性および表面品質を得るために鋳造または鍛造後、それぞれ後処理および仕上げ加工を行って製造することができる。

エンジン運転中のそれぞれの焼嵌接合l₁，l₂，．．．l_n*2によって伝達される最大トルクは、全ての接合において同じというわけではない。所与の時に燃焼行程にある各シリンダ14は、関係するシリンダとクランク軸の出口端部との間のクランク軸1の一部分によって伝達される最大トルクを加える。12気筒2サイクルエンジンでは、6つのシリンダが任意の所与の時に同時に燃焼行程にある。大型2サイクルエンジンのクランク軸の出力（後方）端部に近いクランク軸1の一部分によって伝達されるトルクは、従ってクランク軸の先端部によって伝達されるべきトルクよりもかなり大きい。動的なねじれの影響および振動は、各々の焼嵌接合にかかる最大トルク荷重の分布に更なる影響をもたらし、従って、クランク軸1の先端部から後端部の所要の収縮長さl₁，l₂，．．．l_n*2において必ずしも直線的に増加しない。それぞれの焼嵌接合によって伝達される最大トルクは、数値的、分析的、実験的に、またはこれらの方法の組合せによって決定することができる。それに応じて焼嵌接合の長さl₁，l₂，．．．l_n*2が決定され、そのような方法でもたらされる安全係数は、クランク軸の全ての焼嵌接合に対して実質的に同一である。これらの2つの焼嵌接合によって伝達されるトルクは一般的に同じであるので、実用的な理由から、同一の主ジャーナル5の2つの焼嵌接合の長さl₁，l₂，．．．l_n*2は同一になるように選択することができる（l₂ = l₃、l₄ = l₅、l₆ = l₇など）。

焼嵌接合に必要な長さl₁，l₂，．．．l_n*2は、通常それぞれのクランクスロー2のアームの軸方向の厚さT₁，T₂，．．． T_nを寸法設計する場合の決定要因である。一般的に、軸方向の厚さT₁，T₂，．．．T_n*2は、主ジャーナル5とクランクアーム3との間の丸みをつけた応力低減遷移部39のためのスペースを空けるために焼嵌接合の所要の長さl₁，l₂，．．．l_n*2よりもわずかに厚くなっている。

好適な実施態様において、最大厚さT₁，T₂，．．． T_n*2以外のアーム3の寸法は、クランク軸の全てのアームで実質的に同一である。

別の実施態様（図示せず）によれば、クランクアームをアーム3の軸方向の最大厚さT₁，T₂，．．． T_n*2によってグループ内で同一になるようにグループ化することが可能で、アーム3の軸方向の最大厚さT₁，T₂，．．． T_n*2はグループごとに異なる。

シリンダ数の多いエンジンにおいて伝達されるトルクは比較的小さいので、クランク軸の先端部には一般的に軸方向の最大アーム厚さT₁，T₂，．．． T_n*2の比較的薄いグループのアーム3を備える。シリンダ数の多いエンジンの後端部によって伝達されるトルクは比較的大きいので、クランク軸の後端部には軸方向の最大アーム厚さT₁，T₂，．．． T_n*2の比較的厚いグループのアーム3を備えることができる。

図5Dは、エンジン運転中に伝達されるトルクによって焼嵌接合の長さl₁，l₂，．．．l_n*2を個々に寸法設計したクランク軸を示す。図5A（従来のクランク軸）のクランク軸と図5Dの本発明の好適に実施態様によるクランク軸を比較して分かるように、クランク軸ひいてはエンジン10全体のの大幅な全長の削減が得られている。長さの削減の本質的部分は、焼嵌接合l₁，l₂，．．．l_n*2を個々に寸法設計することによって得られる。

図7は、先端部1bの一部を更に詳細に示す。ここで、シリンダ番号3と関連するクランクスロー2のアーム3の軸方向の厚さT₃はシリンダ番号2と関連するクランクスロー2のアーム3の軸方向の厚さT₂よりも厚く、そしてまたシリンダ番号2と関連するクランクスロー2のアーム3の軸方向の厚さT₁よりも厚いということが分かる。クランクピン軸受にかかる軸方向負荷は、通常クランクピン4に均一に分配されるので、全てのクランクピン4の長さは本実施態様において同一である。クランクスロー2の軸方向の長さL₁，L₂，．．．L_nを個々に寸法設計することによって、隣接する一対の主軸受の側面間の距離D₁，D₂，．．．D_nを個々に最小値に適合させることが可能になる（図4）。

2個のクランクアーム3の間に位置する主ジャーナル5は、関係するクランクアーム3の孔部が受け入れるための2つの端部を有する。前部分1bおよび後部分1aの軸端に配置される主ジャーナル5は、軸受部およびクランクアーム3の孔部に嵌め合わされる唯一の端部を有する。端部の長さは、焼嵌接合の長さl₁，l₂，．．．l_n*2と一致させるために個々に適合される。主ジャーナル5は、個々に適合された長さM₁，M₂，．．．M_n+1+x（図6および7）を有する軸受部を備える。軸受支え32および軸受シェル33は、一致する個々に適合された軸方向の長さ（図4）を有する。

主軸受にかかる軸方向負荷は、均一に分配されない。この不均等な分配は、クランク軸の半径方向の振動およびクランク軸のねじれ変形によって生じる。例えばクランクスロー2にあるようなクランク軸1の偏心部でのねじれ変形は、主軸受の軸方向負荷の分布に影響する半径方向の偏りにつながる。それぞれの主軸受が耐えうる最大の軸方向負荷は、数値的、分析的、実験的に、またはこれらの方法の組合せによって決定することができる。それに応じて軸受部の軸方向の長さM₁，M₂，．．．M_n+1+xおよび軸受シェル33の軸方向の長さを寸法設計する。

また、軸受支え32の材料厚さG₁，G₂，．．．G_n+1も、エンジンの重量をさらに減じるために、エンジン運転中のそれぞれの軸受けの荷重によって個々に寸法設計することができる。

それぞれの隣接する一対のシリンダ間のシリンダピッチP₁，P₂，．．．P_{（n または n*2）-1}は、その間の軸受部の軸方向の長さM₁，M₂，．．．M_n+1+x、およびその間の2つのそれぞれのクランクアーム3の軸方向の厚さT₁，T₂，．．．T_n*2に個々に適合させる。

軸受支え32を担持する隣接する一対の横桁31（図4）の中心線の間の距離S₁，S₂，．．．S_n-1は、その間のクランクスロー2の軸方向の長さ、およびその上の2つの軸受部の軸方向の長さM₁，M₂，．．．M_n+1+xに個々に対応させる。

横補剛材21（図3）は安定性の理由で横桁31の真上に配置され、および隣接する一対の横補剛材21の間の距離S₁，S₂，．．．S_n-1は、従ってその下の隣接する一対の横桁31の距離S₁，S₂，．．．S_n-1と同じである。

可変のシリンダピッチP₁，P₂，．．．P_{（n または n*2）-1}および可変の横補剛材21の間の距離S₁，S₂，．．．S_n-1は、シリンダフレーム13において連続している（図1、2）。完全なエンジン1は、このように個々に寸法設計された長さによって軸方向部に構成される。その結果、全エンジン長を従来のエンジンと比較して3〜7%削減することができる。長さの削減は、さらにエンジン10のかなりの重量削減につながる。

従って、装置および方法の好適な実施態様をそれらが開発された環境に関して開示しているが、それらは単に本発明の原理の例証を示すだけである。他の実施態様および構成は、添付の請求の範囲内において考案することができる。

９〜１２気筒エンジンの長さを表示した従来の大型８気筒２サイクルディーゼルエンジンの側面図である。 図１のエンジンの正面図である。 クランクケースフレームの断面図である。 台板の断面図である。 図５Ａは、１２気筒エンジンの従来のクランク軸の側面図である。図５Ｂは、図５Ａおよび５Ｄ双方のクランク軸の前方部分の軸方向像である。図５Ｃは、図５Ａおよび５Ｄ双方のクランク軸の後方部分の軸方向像である。図５Ｄは、本発明の一つの実施態様による１２気筒エンジンのクランク軸の側面図である。 図５Ｄのクランク軸の主ジャーナルおよびクランクスローの詳細な断面図である。 図５Ｄのクランク軸の一部の詳細図である。

Claims (13)

1. 直列型、V型またはU型のクロスヘッド型の大型多気筒２サイクルディーゼルエンジン（10）であって、nまたはn*2個のシリンダと、n+1+x個の主軸受と、主軸受にそれぞれ支持される主ジャーナル（5）により相互に連結するn個のクランクスロー（2）を組み付けたクランク軸（1）とを備え、各クランクスロー（2）はクランクピン（4）により相互に連結される2個のアーム（3）を備え、前記アーム（3）は主ジャーナル端部のアーム（3）の孔部への焼嵌めによる焼嵌接合によって関連する前記主ジャーナル（5）と接合され、前記アーム（3）は前記クランク軸（1）の軸方向に最大厚さ（T₁，T₂，...T_n*2）を有し、それぞれのクランクスロー（2）の軸方向の長さ（L₁，L₂，...L_n*2）は前記クランクスロー（2）の前記アーム（3）の前記最大厚さ（T₁，T₂，...T_n*2）によって少なくとも部分的に決定され、前記焼嵌接合は長さ（l₁，l₂，...l_n*2）を有し、この長さ（l₁，l₂，...l_n*2）がエンジン運転中に関係する前記焼嵌接合にかかる個々の荷重に基づいて個々に寸法設計され、各アーム（3）の最大厚さ（T₁，T₂，...T_n*2）が前記長さ（l₁，l₂，...l_n*2）の中に実現できるように個々に寸法設計され、隣接するそれぞれの一対の主軸受の各対向側面間の距離（D₁，D₂，...D_n）が可変であり、その間のクランクスロー（2）の軸方向の長さ（L₁，L₂，...L_n）に個々に適合せしめられ、前記クランク軸の先端部に、前記クランク軸の後端部のアームのグループに比べて、軸方向の最大アーム厚さ（T₁，T₂，... T_n*2）が薄いアーム（3）のグループを備える、エンジン（10）。
2. 直列型、V型またはU型のクロスヘッド型の大型多気筒２サイクルディーゼルエンジン（10）であって、nまたはn*2個のシリンダと、n+1+x個の主軸受と、主軸受にそれぞれ支持される主ジャーナル（5）により相互に連結するn個のクランクスロー（2）を組み付けたクランク軸（1）とを備え、各クランクスロー（2）はクランクピン（4）により相互に連結される2個のアーム（3）を備え、前記アーム（3）は主ジャーナル端部のアーム（3）の孔部への焼嵌めによる焼嵌接合によって関連する前記主ジャーナル（5）と接合され、前記アーム（3）は前記クランク軸（1）の軸方向に最大厚さ（T₁，T₂，...T_n*2）を有し、それぞれのクランクスロー（2）の軸方向の長さ（L₁，L₂，...L_n*2）は前記クランクスロー（2）の前記アーム（3）の前記最大厚さ（T₁，T₂，...T_n*2）によって少なくとも部分的に決定され、前記焼嵌接合は長さ（l₁，l₂，...l_n*2）を有し、この長さ（l₁，l₂，...l_n*2）がエンジン運転中に関係する前記焼嵌接合にかかる個々の荷重に基づいて個々に寸法設計され、各アーム（3）の最大厚さ（T₁，T₂，...T_n*2）が前記長さ（l₁，l₂，...l_n*2）の中に実現できるように個々に寸法設計され、隣接するそれぞれの一対の主軸受の各対向側面間の距離（D₁，D₂，...D_n）が可変であり、その間のクランクスロー（2）の軸方向の長さ（L₁，L₂，...L_n）に個々に適合せしめられ、前記クランク軸の後端部に、前記クランク軸の先端部のアームのグループに比べて、軸方向の最大アーム厚さ（T₁，T₂，... T_n*2）が厚いアーム（3）のグループを備える、エンジン（10）。
3. 前記焼嵌接合の長さl₁，l₂，...l_n*2が、全ての焼嵌接合に対してエンジン運転中に同様の最大歪を得るように個々に寸法設計される、請求項１または２に記載のエンジン。
4. 軸方向の前記最大厚さ（T₁，T₂，...T_n*2）および前記焼嵌接合の長さが、同一の前記主ジャーナル（2）上の2個の前記アーム（3）について等しい、請求項１から３のいずれかに記載のエンジン。
5. 隣接する2個のアームまたは前記クランク軸の軸端で隣接するアーム（3）の軸受部分の長さ（M₁，M₂，...M_n+1+x）が、エンジン運転中に関係する前記主ジャーナル（5）にかかる個々の荷重に基づいて個々に寸法設計され、前記それぞれの一対のシリンダ（14）間のピッチP₁，P₂，...P_{（n または n*2）-1}が可変であり、その間の前記主ジャーナル（5）の前記長さ（M₁，M₂，...M_n+1+x）に個々に適合せしめられる、請求項１から４のいずれかに記載のエンジン。
6. 前記それぞれの一対のシリンダ間のピッチ（P₁，P₂，...P_{（n または n*2）-1}が、関係する一対の前記シリンダ（14）間の前記クランク軸部の任意の前記アーム（3）の最大厚さ（T₁，T₂，...T_n*2）にも個々に適合せしめられる、請求項５に記載のエンジン。
7. 隣接する一対の主軸受の軸中心間の距離が、その間の前記クランクスロー（2）の長さ（l₁，l₂，...l_n）および関係する前記一対の主軸受が担持する前記2個の主ジャーナルの前記軸受部の個々の長さ（M₁，M₂，...M_n+1+x）の両方に個々に対応している、請求項５または６に記載のエンジン。
8. 前記主軸受の軸受支え（32）を有する横桁（31）を備えた台板（11）、クロスヘッド（24）のための案内板（23）を支える横補剛材（21）備えた溶接したA形のクランクケースフレーム（12）をさらに備え、それによって、それぞれの横桁（31）間の距離（S₁，S₂，...S_n*2）が、関係する前記横桁（31）が支持する前記主軸受の軸中心間の距離に個々に適合せしめられ、前記A形のクランクケースフレーム（12）が、それぞれの前記横桁（31）の真上に配置される前記横補剛材（21）と共に前記台板（11）に載置される、請求項７に記載のエンジン。
9. 前記軸方向の最大厚さ（T₁，T₂，...T_n*2）以外の前記アーム（3）の寸法が、前記クランク軸（1）の全てのアーム（3）と同様である請求項１から８のいずれかに記載のエンジン。
10. 前記主ジャーナル（5）の直径が、前記クランク軸（1）の全ての主ジャーナル（5）に対して同様である、請求項１から９のいずれかに記載のエンジン。
11. それぞれの前記主軸受支え（32）の寸法が、エンジン運転中の関係する前記主軸受にかかる個々の荷重に基づいて個々に寸法設計される、請求項１から１０のいずれかに記載のエンジン。
12. 主軸受支え（32）が、それらの材料厚さを変化させることによって個々に寸法設計される、請求項１１に記載のエンジン。
13. 前記クランクアーム（3）が、アーム（3）の軸方向の最大厚さ（T₁，T₂，... T_n*2）によってグループ内で同一になるようにグループ化され、アーム（3）の軸方向の最大厚さ（T₁，T₂，... T_n*2）がグループごとに異なる、請求項１から１２のいずれかに記載のエンジン。

Images