WO2011085754A1 - Zylinderformoptimierter kolbenring und brennkraftmaschine - Google Patents

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WO2011085754A1
WO2011085754A1 PCT/EP2010/007372 EP2010007372W WO2011085754A1 WO 2011085754 A1 WO2011085754 A1 WO 2011085754A1 EP 2010007372 W EP2010007372 W EP 2010007372W WO 2011085754 A1 WO2011085754 A1 WO 2011085754A1
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WO
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piston ring
piston
cylinder
ring
internal combustion
Prior art date
Application number
PCT/EP2010/007372
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French (fr)
Inventor
Malte Loeprecht
Martin KNÖRR
Jens Baumann
Original Assignee
Audi Ag
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    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16J—PISTONS; CYLINDERS; SEALINGS
    • F16J9/00—Piston-rings, e.g. non-metallic piston-rings, seats therefor; Ring sealings of similar construction
    • F16J9/12—Details
    • F16J9/24—Members preventing rotation of rings in grooves
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16J—PISTONS; CYLINDERS; SEALINGS
    • F16J9/00—Piston-rings, e.g. non-metallic piston-rings, seats therefor; Ring sealings of similar construction
    • F16J9/12—Details
    • F16J9/14—Joint-closures
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16J—PISTONS; CYLINDERS; SEALINGS
    • F16J9/00—Piston-rings, e.g. non-metallic piston-rings, seats therefor; Ring sealings of similar construction
    • F16J9/12—Details
    • F16J9/20—Rings with special cross-section; Oil-scraping rings

Definitions

  • the invention relates to a piston ring for a piston of an internal combustion engine according to the preamble of claim 1 and an internal combustion engine according to the preamble of claims 5 and 7 respectively.
  • Piston rings for pistons of internal combustion engines serve to provide along the raceways of the cylinders for the best possible sealing between the combustion chambers and a crankcase of a cylinder crankcase of the internal combustion engine.
  • piston rings have an interruption referred to as a ring impact, at which two so-called butt ends are spaced apart.
  • Piston rings are usually in the undeformed, i. not installed state, a defined shape with a non-circular outer periphery and are pressed during installation in such a form in which its outer circumference is exactly circular, so that the prestressed piston rings pressed along this outer circumference sealing against the complementary raceways of the cylinder which are also given a precisely circular cross-section during their production. Due to the bias of the piston rings, a radial pressure is generated between the outer periphery and the cylinder bore.
  • a cylinder liner having a non-circular cross-sectional shape in conjunction with a piston ring having a circular outer periphery after insertion results in that the radial pressure between the outer circumference of the piston ring and the cylinder bore along the circumference of the cylinder and the piston ring partially considerable Is subject to fluctuations.
  • high radial pressure peaks can occur along a circumferential section, while under unfavorable conditions
  • even a gap between the outer circumference of the piston ring and the cylinder bore can open along another circumferential portion.
  • an internal combustion engine according to the preamble of claim 7 is already known.
  • the pistons of this internal combustion engine are equipped with piston rings with a non-circular outer circumference to provide on one side of the piston and possibly also on one side of the piston diametrically opposite side of the piston partially set back, serving as a lubricating oil passage outer peripheral portions.
  • the serving for receiving the piston rings of the piston pistons each have a transverse pin, which projects radially outwardly beyond a groove bottom of the grooves and engages the ring butt of the piston rings inserted in the grooves between the butt ends.
  • the present invention seeks to improve a piston ring and an internal combustion engine of the type mentioned in that the wear of the cylinder bore and the amount of blow-by gases can be minimized.
  • a wall thickness between the round outer circumference and the non-circular inner circumference changes along the entire circumferential length, and thus also the in the third power of the wall thickness dependent area moment of inertia of the piston ring.
  • the optimum size of the wall thickness and the area moment of inertia depends on the distortion of the respective cylinder crankcase or the deviation of the cross-sectional shape of the cylinder bore caused thereby from an ideal circular shape.
  • the change in the wall thickness will be such that the piston ring preferably has a smaller wall thickness or a smaller area moment of inertia and thus a higher flexibility in areas with pronounced deviations from the circular shape, so that it better conforms to the out-of-roundness of the cylinder cross-section in these areas can.
  • it will preferably have a greater wall thickness or a larger area moment of inertia and thus a lower flexibility in areas with slight deviations, so that the original circular contour of the outer circumference is better preserved in these areas.
  • Such an adjustment of the inner circumference of the piston ring to the respective cylinder distortion ensures a more even distribution of the radial pressure acting between the piston ring and the cylinder bore along the outer circumference of the piston ring, i. along the contact surface between the piston ring and the cylinder liner.
  • a gap can open through which blow-by gases can escape into the crank chamber.
  • An advantageous embodiment of the invention provides that the wall thickness of the piston ring in two adjacent to the annular joint quadrant when approaching the butt ends decreases, so that the piston ring in the vicinity of the butt ends comparatively small area moments of inertia and thus has a relatively high flexibility.
  • the piston ring advantageously has an anti-rotation means, which after insertion of the piston ring in a Circumferential groove of the piston cooperates with an anti-rotation means on the piston to hold the piston ring in relation to the piston and thus after the installation of the piston in relation to the cylinder in a defined rotational position.
  • the anti-rotation means of the piston ring is preferably a recess arranged in the annular ring in the piston ring.
  • the object is achieved according to a first variant of the invention in a manner similar to the piston ring in that changes a wall thickness between the round outer periphery and the non-circular inner periphery of the piston ring in response to a distortion of the cylinder deformation of the cylinder bore ,
  • the wall thickness is adjusted to the deformation of the cylinder bore, that the radial pressure between the cylinder bore and the outer circumference of the piston ring along the entire circumferential length has a constant or nearly constant value.
  • An almost constant value is understood here to mean a value whose fluctuations are less than 20% and preferably less than 10%.
  • a second variant of the invention and preferred embodiment of the first variant of the invention provides that the piston has at least one abutting against the cylinder bore piston ring with a ring joint, and anti-rotation means for securing the piston ring against rotation, the piston ring with respect to the piston and the cylinder in a defined rotational position hold on, said defined rotational position according to the second variant of the invention depends on the distortion of the cylinder or the deformation of the cylinder bore.
  • the anti-rotation means are arranged in the region of the annular joint, wherein they advantageously comprise a projecting over the piston protrusion, which expediently engages in a limited between the butt ends and on opposite sides of the butt ends recess of the piston ring, where the distance between the butt ends is increased ,
  • this variant of the invention provides that the recess serving as anti-rotation means together with the projection is aligned with the ring impact itself so that it falls within a region of the deformed cylinder bore which is suitable for the load, for example a region in which the distortion due to distortion of the circular shape is relatively low.
  • a region of the deformed cylinder bore which is suitable for the load, for example a region in which the distortion due to distortion of the circular shape is relatively low.
  • FIG. 1 is a schematic top view of a piston ring for a piston of an internal combustion engine in undeformed state.
  • Fig. 2 is a side view of the piston ring
  • Figure 3 is a side view of the piston ring after insertion into a circumferential groove of the piston.
  • Fig. 4 is a schematic top view of the piston ring after installation of the piston in a cylinder during operation of the internal combustion engine to illustrate the radial pressure distribution between a cylinder bore of a warp deformed cylinder of the internal combustion engine and the outer periphery of the deformed piston ring.
  • piston ring 1 for in a cylinder up and down movable piston 2 of an internal combustion engine has a flat top 3, a flat bottom 4, one to the top and bottom 3, 4 vertical outer periphery 5, an inner circumference 6, which is perpendicular to the upper side and the lower side 3, 4, and is generally used as a ring in piston rings.
  • Shock 7 designated interruption at which two generally designated as butt ends 8, 9 opposite ends of the piston ring 1 at a distance.
  • the piston ring 1 is used during its assembly in a circumferential circumferential groove 10 of the piston 2, before the piston 2 is installed together with the piston ring 1 and further, not shown in the drawing piston rings in the combustion ⁇ engine.
  • the circumferential groove 10 is bounded by an inner periphery 6 of the piston ring 1 at a distance cylindrical groove base 11 and two parallel planar groove flanks 12, 13 whose axial distance is slightly greater than the distance between the top and bottom 3, 4 of the piston ring. 1 is, so that it is movable within the circumferential groove 10.
  • the piston ring 1 inserted into the circumferential groove 10 protrudes with its outer periphery 5 a distance over adjacent cylindrical peripheral surface portions 14, 15 of the piston 2.
  • the piston ring 1 is slightly compressed and deformed, with its two butt ends 8, 9 approach each other slightly and wherein its outer periphery 5 against an opposite cylinder bore 16 (Fig. 4) of the cylinder or the liner applies, against which it is pressed due to the deformation of the piston ring 1 with a radial pressure 17.
  • the inner circumference 6 of the undeformed piston ring 1 is not circular and thus has a non-circular shape whose distance R
  • the non-circular shape of the inner periphery 6 of the piston ring 1 is adapted to a deformed cross-sectional shape of the cylinder bore 16 of the cylinder or liner, in which the equipped with the piston ring 1 piston 2 is to be used.
  • the deformation of the cylinder bore 16 is caused by a delay of the cylinder or liner due to the screw connection of the cylinder crankcase of the internal combustion engine with the cylinder head and / or due to different temperature distributions during operation of the internal combustion engine, which deviates from the cross-sectional shape of the cylinder bore 16 of an ideal circular shape leads. Without countermeasures, therefore, the radial pressure between the outer periphery 5 of the piston ring 1 and the cylinder bore 16 would be subject to fluctuations resulting in large radial pressure peaks and / or a gap formation between the circular outer periphery 5 of the piston ring 1 and the deformed cylinder bore 16, depending on the size of the deviations can have.
  • piston rings 1 are used for different internal combustion engines or for different cylinders of a cylinder bank, in which the shape of the inner circumference 6 is tuned to the respective deformation of the cylinder bore 16, that the piston ring 1 with its outer circumference 5 optimally adapts to the deformed cylinder bore 16.
  • illustrated in FIG the inner periphery 6 of the piston ring 1 from its central axis 20 is shown greatly exaggerated and will be in practice only a few tenths of a millimeter.
  • the change of Wall thickness d of the piston ring 1 has the consequence that also changes the area moment of inertia of the piston ring 1 and thus its flexibility in the circumferential direction.
  • the wall thickness d will be smaller in highly deformed regions of the cylinder liner 16 than in less-deformed regions, so that the piston ring 1 will have greater flexibility in the former regions and thus be able to better conform to the deformed regions.
  • a smaller wall thickness d is likewise preferred in order to avoid radial pressure peaks in the area of the annular joint 7.
  • the radial pressure between the deformed cylinder bore 16 and the opposite outer radial occurring during operation of the internal combustion engine can be adjusted by the non-circular inner circumference 6 or the changing wall thickness d of the piston ring 1 adapted to the distortion of the cylinder or liner Circumference 5 of the piston ring 1 are set so that it is approximately constant in a cross-sectional plane of the cylinder along the entire cylinder circumference at the butt ends 8, 9.
  • the radial pressure is indicated in Figure 4 by the line 17 which extends at a substantially constant distance along the cylinder liner 16 to illustrate a nearly constant radial pressure distribution with variations of less than 20%.
  • the deformed cylinder bore 16 and the correspondingly deformed outer circumference 5 of the built-in piston ring are also shown greatly exaggerated in Fig. 4, while the inner periphery 6 of the built-in piston ring 1 in Fig. 4 is shown simplified as a circle, in reality, however, no exact circular shape will own.
  • the piston ring 1 In order to ensure that the constant radial pressure distribution is maintained during the life of the internal combustion engine, the piston ring 1 must not rotate about the longitudinal central axis 21 of the piston 2 and the cylinder after installation of the piston 2 in the internal combustion engine.
  • the piston ring 1 and the piston 2 therefore have anti-rotation means which prevent a change in the angular position of the annular joint 7 with respect to the cylinder bore 6 and to the longitudinal central axis 21.
  • the anti-rotation means comprise a mirror-symmetrical recess 18 in the piston ring 1 arranged in the abutting region between the butt ends 8, 9 of the piston ring 1, into which a radially over the bottom 11 of the Circumferential groove 10 of the piston 2 projecting cylindrical shear projection 19 protrudes.
  • the recess 18 has approximately the shape of a semicircle in the outline, which widens toward the upper end of the piston 2 and extends approximately to an axial center plane of the piston ring 1, so that the distance of the opposite butt ends 8, 9 above this center plane greater as below.
  • the radial orientation of the cylindrical projection 19 of the piston 2 and thus also the radial orientation of the annular joint 7 of the piston ring 1 is chosen so that the annular joint 7 after installation of the piston 2 in the internal combustion engine within a range of deformed by the delay cylinder bore 16 to lying, which is suitable in terms of its load. As schematically illustrated in FIG. 4, this is generally an area of the cylinder bore 16 in which the deviation from the ideal circular shape is relatively small.

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Abstract

Die Erfindung betrifft einen Kolbenring (1) für einen Kolben (2) einer Brennkraftmaschine, mit einem in unverformtem Zustand runden äußeren Umfang (5), einem unrunden inneren Umfang (6) und einem Ringstoß (7), an dem sich zwei Stoßenden (8, 9) gegenüberliegen. Die Erfindung betrifft weiter eine Brennkraftmaschine, mit mindestens einem Zylinder, einem entlang einer Zylinderlaufbahn (16) des Zylinders beweglichen Kolben (2), mindestens einem gegen die Zylinderlaufbahn (16) anliegenden Kolbenring (1) mit einem Ringstoß (7), sowie Verdrehsicherungsmitteln (18, 19) zur Sicherung des Kolbenrings (1) gegen Verdrehen, welche den Kolbenring (1) in Bezug zur Zylinderlaufbahn (16) in einer definierten Drehlage halten. Um den Verschleiß der Zylinderlaufbahn (16) und die Menge an Blow-By-Gasen zu minimieren, wird erfindungsgemäß vorgeschlagen, dass sich eine Wanddicke (d) zwischen dem runden äußeren Umfang (5) und dem unrunden inneren Umfang (6) des Kolbenrings (1) entlang der gesamten Umfangslänge verändert bzw. dass die Drehlage des Kolbenrings (1) und des Ringstoßes (7) in Abhängigkeit von einer durch Verzug des Zylinders bedingten Verformung der Zylinderlaufbahn (16) gewählt ist.

Description

Zylinderformoptimierter Kolbenring und Brennkraftmaschine
Die Erfindung betrifft einen Kolbenring für einen Kolben einer Brennkraftmaschine gemäß dem Oberbegriff des Anspruchs 1 und eine Brennkraftmaschine gemäß dem Oberbegriff der Ansprüche 5 bzw. 7.
Kolbenringe für Kolben von Brennkraftmaschinen dienen dazu, entlang der Laufbahnen der Zylinder für eine möglichst gute Abdichtung zwischen den Brennräumen und einem Kurbelraum eines Zylinderkurbelgehäuses der Brennkraftmaschine zu sorgen. Zu diesem Zweck weisen Kolbenringe eine als Ringstoß bezeichnete Unterbrechung auf, an der sich zwei so genannte Stoßenden im Abstand gegenüberliegen. Kolbenringe besitzen gewöhnlich im unverformten, d.h. nicht eingebauten Zustand, eine definierte Form mit einem unrunden äußeren Umfang und werden beim Einbau in eine solche Form gedrückt, in der ihr äußerer Umfang exakt kreisförmig ist, so dass die unter Vorspannung stehenden Kolbenringe entlang dieses äußeren Umfangs dichtend gegen die komplementären Laufbahnen der Zylinder angepresst werden, die bei ihrer Fertigung ebenfalls einen exakt kreisförmigen Querschnitt erhalten. Durch die Vorspannung der Kolbenringe wird zwischen deren äußerem Umfang und der Zylinderlaufbahn ein Radialdruck erzeugt.
Aufgrund der Verschraubung des Zylinderkurbelgehäuses mit dem Zylinderkopf der Brennkraftmaschine sowie aufgrund der im Betrieb der Brennkraftmaschine auftretenden Temperaturdifferenzen im Umfeld der Zylinder werden jedoch Kräfte in das Zylinderkurbelgehäuse eingeleitet, die einen Verzug des Zylinderkurbelgehäuses und der Zylinder bzw. der um die Zylinder herum in das Zylinderkurbelgehäuse eingesetzten Liner verursachen. Der Zylinderverzug wiederum führt zu einer Verformung der ursprünglich exakt zylindrischen Zylinderlaufbahnen, deren Querschnittsform dadurch von einer kreisförmigen Querschnittsform abweicht.
Eine Zylinderlaufbahn mit einer nicht-kreisförmigen Querschnittsform in Verbindung mit einem Kolbenring, der nach dem Einsetzen einen kreisförmigen äußeren Umfang aufweist, führt jedoch dazu, dass der Radialdruck zwischen dem äußeren Umfang des Kolbenrings und der Zylinderlaufbahn entlang des Umfangs des Zylinders und des Kolbenrings teilweise erheblichen Schwankungen unterworfen ist. Dadurch können entlang eines Umfangsabschnitts hohe Radialdruckspitzen auftreten, während sich unter ungüns- tigen Umständen entlang eines anderen Umfangsabschnitts sogar ein Spalt zwischen dem äußeren Umfang des Kolbenrings und der Zylinderlaufbahn öffnen kann.
Entlang eines Umfangsabschnitts des Zylinders auftretende Radialdruckspitzen haben dort einen unerwünschten stärkeren Verschleiß der Zylinderlaufbahn zur Folge, während durch einen Spalt zwischen dem äußeren Umfang des Kolbenrings und der Zylinderlaufbahn vermehrt Verbrennungsgase aus dem Brennraum als Blow-By-Gase in den Kurbelraum strömen können. Außerdem wirken innerhalb des Spaltes Gaskräfte auf den äußeren Umfang des Kolbenrings ein, die den Kolbenring entlang dieses Umfangsabschnitts noch weiter radial nach innen drücken und somit eine weitere Vergrößerung des Spaltes bewirken können. Um dies zu vermeiden, darf der berechnete Soll-Radialdruck zwischen dem Kolbenring und der Zylinderlaufbahn nicht zu klein gewählt werden, wodurch jedoch wiederum die Reibkräfte zwischen dem äußeren Umfang des Kolbenrings und der Zylinderlaufbahn zunehmen. Neben einem höheren Verschleiß führt dies auch zu Leistungsverlusten und einen höheren Kraftstoffverbrauch.
Aus der DE 100 41 802 C1 ist bereits ein Kolbenring der eingangs genannten Art bekannt, bei dem der radiale Abstand zwischen dem unrunden inneren Umfang und dem runden äußeren Umfang des Kolbenrings, d.h. dessen Wanddicke, in zwei an den Ringstoß angrenzenden Quadranten abschnittsweise verringert wird, während die Wanddicke in den beiden übrigen Quadranten konstant ist. Durch diese Maßnahme kann jedoch keine gleichmäßige Radialdruckverteilung um den Umfang jedes Zylinders herum sichergestellt werden, zumal der Verzug der Zylinder bedingt durch Unterschiede bei der Verschraubung, der Wanddicke und der Kühlung der Zylinder nicht nur bei unterschiedlichen Typen von Brennkraftmaschinen, sondern schon bei verschiedenen Zylindern einer Zylinderbank unterschiedlich sein kann, beispielsweise bei randseitigen und mittleren Zylindern einer Zylinderbank. Außerdem sind bei dem bekannten Kolbenring zwischen den Querschnittsverringerungen und dem Rest des Kolbenrings scharfe Übergänge vorgesehen, an denen der Verlauf des inneren Umfangs Unstetigkeiten aufweist, die in der Regel auch Unstetigkeiten der Radialdruckverteilung zur Folge haben werden.
Aus der DE 34 41 919 A1 ist bereits eine Brennkraftmaschine gemäß dem Oberbegriff des Anspruchs 7 bekannt. Die Kolben dieser Brennkraftmaschine sind mit Kolbenringen mit unrundem äußerem Umfang bestückt, um auf einer Druckseite der Kolben und ggf. auch auf einer der Druckseite diametral gegenüberliegenden Seite des Kolben partiell zurückgesetzte, als Schmieröldurchlass dienende äußere Umfangsabschnitte zu schaffen. Um sicherzustellen, dass die zurückgesetzten äußeren Umfangsabschnitte der Kol- benringe und damit die Schmieröldurchlässe in der gewünschten Drehlage bleiben, weisen die zur Aufnahme der Kolbenringe dienenden Nuten der Kolben jeweils einen Querstift auf, der radial nach außen über einen Nutgrund der Nuten übersteht und am Ringstoß der in die Nuten eingesetzten Kolbenringe zwischen deren Stoßenden eingreift.
Ausgehend hiervon liegt der Erfindung die Aufgabe zugrunde, einen Kolbenring und eine Brennkraftmaschine der eingangs genannten Art dahingehend zu verbessern, dass der Verschleiß der Zylinderlaufbahn und die Menge der Blow-By-Gase minimiert werden können.
Diese Aufgabe wird im Hinblick auf den Kolbenring dadurch gelöst, dass sich eine Wanddicke zwischen dem runden äußeren Umfang und dem unrunden inneren Umfang entlang der gesamten Umfangslänge verändert, und damit auch das in der dritten Potenz von der Wanddicke abhängige Flächenträgheitsmoment des Kolbenrings. Dabei hängt die optimale Größe der Wanddicke und des Flächenträgheitsmoments vom Verzug des jeweiligen Zylinderkurbelgehäuses bzw. der dadurch hervorgerufenen Abweichung der Querschnittsform der Zylinderlaufbahn von einer idealen Kreisform ab. Allgemein wird die Veränderung der Wanddicke derart sein, dass der Kolbenring in Bereichen mit starken Abweichungen von der Kreisform vorzugsweise eine kleinere Wanddicke bzw. ein kleineres Flächenträgheitsmoment und damit eine höhere Flexibilität besitzt, so dass er sich in diesen Bereichen besser an die Unrundheit des Zylinderquerschnitts anpassen kann. Demgegenüber wird er in Bereichen mit geringen Abweichungen vorzugsweise eine größere Wanddicke bzw. ein größeres Flächenträgheitsmoment und damit eine geringere Flexibilität besitzen, so dass in diesen Bereichen die ursprüngliche kreisrunde Kontur des äußeren Umfangs besser bewahrt bleibt.
Eine derartige Anpassung des inneren Umfangs des Kolbenrings an den jeweiligen Zylinderverzug sorgt für eine gleichmäßigere Verteilung des zwischen dem Kolbenring und der Zylinderlaufbahn wirkenden Radialdrucks entlang des äußeren Umfangs des Kolbenrings, d.h. entlang der Kontaktfläche zwischen dem Kolbenring und der Zylinderlaufbahn. Außerdem kann dadurch verhindert werden, dass sich insbesondere in nach außen verformten Bereichen des Zylinderquerschnitts zwischen der Zylinderlaufbahn und dem gegenüberliegenden äußeren Umfang des Kolbenrings ein Spalt öffnen kann, durch den vermehrt Blow-By-Gase in den Kurbelraum entweichen können.
Eine vorteilhafte Ausgestaltung der Erfindung sieht vor, dass die Wanddicke des Kolbenrings in zwei zum Ringstoß benachbarten Quadranten bei Annäherung an die Stoßenden abnimmt, so dass der Kolbenring in der Nähe der Stoßenden vergleichsweise geringe Flächenträgheitsmomente und damit eine verhältnismäßig hohe Flexibilität aufweist.
Um zu vermeiden, dass sich der Kolbenring nach seinejn Einbau um die Längsmittelachse des Kolbens verdreht und dadurch die Wanddicke der Kolbenrings nicht mehr an den Verzug eines gegenüberliegenden Zylinderwandabschnitts angepasst ist, weist der Kolbenring vorteilhaft ein Verdrehsicherungsmittel auf, das nach dem Einsetzen des Kolbenrings in eine Umfangsnut des Kolbens mit einem Verdrehsicherungsmittel am Kolben zusammenwirkt, um den Kolbenring in Bezug zum Kolben und damit nach dem Einbau des Kolbens auch in Bezug zum Zylinder in einer definierten Drehlage festzuhalten.
Das Verdrehsicherungsmittel des Kolbenrings ist vorzugsweise eine am Ringstoß angeordnete Ausnehmung im Kolbenring.
Im Hinblick auf die Brennkraftmaschine wird die Aufgabe gemäß einer ersten Erfindungsvariante in ähnlicher Weise wie beim Kolbenring dadurch gelöst, dass sich eine Wanddicke zwischen dem runden äußeren Umfang und dem unrunden inneren Umfang des Kolbenrings in Abhängigkeit von einer durch Verzug des Zylinders bedingten Verformung der Zylinderlaufbahn verändert.
Vorzugsweise wird die Wanddicke so auf die Verformung der Zylinderlaufbahn abgestimmt, dass der Radialdruck zwischen der Zylinderlaufbahn und dem äußeren Umfang des Kolbenrings entlang der gesamten Umfangslänge einen konstanten oder nahezu konstanten Wert besitzt. Unter einem nahezu konstanten Wert wird hier ein Wert verstanden, dessen Schwankungen weniger als 20 % und vorzugsweise weniger als 10 % betragen.
Eine zweite Erfindungsvariante und bevorzugte Ausgestaltung der ersten Erfindungsvariante sieht vor, dass der Kolben mindestens einen gegen die Zylinderlaufbahn anliegenden Kolbenring mit einem Ringstoß aufweist, sowie Verdrehsicherungsmittel zur Sicherung des Kolbenrings gegen Verdrehen, die den Kolbenring in Bezug zum Kolben und zum Zylinder in einer definierten Drehlage festhalten, wobei diese definierte Drehlage gemäß der zweiten Erfindungsvariante vom Verzug des Zylinders bzw. der Verformung der Zylinderlaufbahn abhängt. Vorzugsweise sind die Verdrehsicherungsmittel im Bereich des Ringstoßes angeordnet, wobei sie vorteilhaft einen über den Kolben überstehenden Vorsprung umfassen, der zweckmäßig in eine zwischen den Stoßenden angeordnete und an entgegengesetzten Seiten von den Stoßenden begrenzte Ausnehmung des Kolbenrings eingreift, wo der Abstand zwischen den Stoßenden vergrößert ist.
Eine vorteilhafte Weiterbildung dieser Erfindungsvariante sieht vor, dass die zusammen mit dem Vorsprung als Verdrehsicherungsmittel dienende Ausnehmung am Ringstoß bzw. der Ringstoß selbst so ausgerichtet wird, dass sie in einen hinsichtlich der Belastung geeigneten Bereich der verformten Zylinderlaufbahn fällt, zum Beispiel einen Bereich, in dem die durch Verzug bedingte Abweichung von der Kreisform verhältnismäßig gering ist. Durch diese Maßnahme, die ggf. durch eine verringerte Wanddicke der Kolbenringe an den Stoßenden ergänzt werden kann, wird einem unerwünschten Anstieg der Radialdruckkräfte bzw. Flächenpressungen im Stoßbereich entgegengewirkt.
Im Folgenden wird die Erfindung anhand eines in der Zeichnung dargestellten Ausführungsbeispiels näher erläutert. Es zeigen:
Fig. 1 eine schematische Oberseitenansicht eines Kolbenrings für einen Kolben einer Brennkraftmaschine in unverformtem Zustand;
Fig. 2 eine Seitenansicht des Kolbenrings;
Fig. 3 eine Seitenansicht des Kolbenrings nach dem Einsetzen in eine Umfangsnut des Kolbens;
Fig. 4 eine schematische Oberseitenansicht des Kolbenrings nach dem Einbau des Kolbens in einen Zylinder während des Betriebs der Brennkraftmaschine zur Veranschaulichung der Radialdruckverteilung zwischen einer Zylinderlaufbahn eines durch Verzug verformten Zylinder der Brennkraftmaschine und dem äußeren Unfang des verformten Kolbenrings.
Der in der Zeichnung dargestellte, aus einem metallischen Werkstoff hergestellte Kolbenring 1 für einen in einem Zylinder auf und ab beweglichen Kolben 2 einer Brennkraftmaschine weist eine ebene Oberseite 3, eine ebene Unterseite 4, einen zur Ober- und zur Unterseite 3, 4 senkrechten äußeren Umfang 5, einen zur Ober- und zur Unterseite 3, 4 senkrechten inneren Umfang 6 und eine bei Kolbenringen allgemein als Ring- stoß 7 bezeichnete Unterbrechung auf, an der sich zwei allgemein als Stoßenden 8, 9 bezeichnete Stirnenden des Kolbenrings 1 in einem Abstand gegenüberliegen.
Wie in Fig. 3 dargestellt, wird der Kolbenring 1 bei seiner Montage in eine umlaufende Umfangsnut 10 des Kolbens 2 eingesetzt, bevor der Kolben 2 zusammen mit dem Kolbenring 1 und weiteren, in der Zeichnung nicht dargestellten Kolbenringen in die Brenn¬ kraftmaschine eingebaut wird.
Die Umfangsnut 10 wird von einem dem inneren Umfang 6 des Kolbenrings 1 im Abstand gegenüberliegenden zylindrischen Nutgrund 11 und zwei parallelen ebenen Nutflanken 12, 13 begrenzt, deren axialer Abstand etwas größer als der Abstand zwischen der Ober- und der Unterseite 3, 4 des Kolbenrings 1 ist, so dass dieser innerhalb der Umfangsnut 10 beweglich ist.
Der in die Umfangsnut 10 eingesetzte Kolbenring 1 steht mit seinem äußeren Umfang 5 ein Stück weit über benachbarte zylindrische Umfangsflächenabschnitte 14, 15 des Kolbens 2 über. Wenn der Kolben 2 beim Einbau in die Brennkraftmaschine in einen den Zylinder umgebenden, in das Zylinderkurbelgehäuse der Brennkraftmaschine eingesetzten Liner (nicht dargestellt) eingeführt wird, wird der Kolbenring 1 etwas zusammengedrückt und verformt, wobei sich seine beiden Stoßenden 8, 9 leicht aneinander annähern und wobei sich sein äußerer Umfang 5 gegen eine gegenüberliegende Zylinderlaufbahn 16 (Fig. 4) des Zylinders bzw. des Liners anlegt, gegen die er infolge der Verformung des Kolbenrings 1 mit einem Radialdruck 17 angepresst wird.
Wie am besten in Fig. 1 dargestellt, weist der äußere Umfang 5 des Kolbenrings 1 in seinem unverformtem Zustand, d.h. vor dem Einbau in die Brennkraftmaschine, in Draufsicht eine exakt kreisrunde Form und einen konstanten Abstand RA von einer gedachten Mittelachse 20 des Kolbenrings 1 auf, die nach dem Einbau mit einer Längsmittelachse 21 des Kolbens 2 bzw. des Zylinders zusammenfällt.
Im Gegensatz zum äußeren Umfang 5 ist der innere Umfang 6 des unverformten Kolbenrings 1 nicht kreisförmig und besitzt somit eine unrunde Form, deren Abstand R| von der Mittelachse 20 sich ebenso wie die Wanddicke d des Kolbenrings 1 entlang der gesamten Länge desselben innerhalb von gewissen Grenzen stetig verändert. Dadurch verändert sich entlang der gesamten Länge des Kolbenrings 1 auch dessen Flächenträgheitsmoment, das eine Funktion der dritten Potenz der Wanddicke d ist, und somit die Flexibilität oder Biegsamkeit des Kolbenrings 1. Die unrunde Form des inneren Umfangs 6 des Kolbenrings 1 ist an eine verformte Querschnittsform der Zylinderlaufbahn 16 des Zylinders oder Liners angepasst, in dem der mit dem Kolbenring 1 bestückte Kolben 2 verwendet werden soll. Die Verformung der Zylinderlaufbahn 16 wird durch einen Verzug des Zylinders oder Liners infolge der Ver- schraubung des Zylinderkurbelgehäuses der Brennkraftmaschine mit dem Zylinderkopf und/oder infolge von unterschiedlichen Temperaturverteilungen im Betrieb der Brennkraftmaschine verursacht, der zu Abweichungen der Querschnittsform der Zylinderlaufbahn 16 von einer idealen Kreisform führt. Ohne Gegenmaßnahmen wäre daher der Radialdruck zwischen dem äußeren Umfang 5 des Kolbenrings 1 und der Zylinderlaufbahn 16 Schwankungen unterworfen, die je nach Größe der Abweichungen starke Radialdruckspitzen und/oder eine Spaltbildung zwischen dem kreisförmigen äußeren Umfang 5 des Kolbenrings 1 und der verformten Zylinderlaufbahn 16 zur Folge haben können.
Da die Verformung der Zylinderlaufbahn 16 infolge von Verzug vom jeweiligen Brennkraftmaschinetyp und ggf. auch von der Position des Zylinders innerhalb einer Zylinderbank der Brennkraftmaschine abhängt, werden für unterschiedliche Brennkraftmaschinen bzw. für unterschiedliche Zylinder einer Zylinderbank Kolbenringe 1 verwendet, bei denen die Form des inneren Umfangs 6 so auf die jeweilige Verformung der Zylinderlaufbahn 16 abgestimmt ist, dass sich der Kolbenring 1 mit seinem äußeren Umfang 5 optimal an die verformte Zylinderlaufbahn 16 anpasst.
Bei dem in der Zeichnung dargestellten Kolbenring 1 ist dazu die Wanddicke d an den beiden gegenüberliegenden Stoßenden 8, 9 am kleinsten und verändert sich über die gesamte Länge des inneren und des äußeren Umfangs 5, 6 ohne jegliche Unstetigkeit. Geht man entgegen dem Uhrzeigersinn von dem in der Zeichnung rechts dargestellten Stoßende 9 aus, so wird dort die Wanddicke d innerhalb eines ersten 90°-Winkelsektors oder Quadranten I allmählich größer, erreicht etwas jenseits der Mitte des zweiten Quadranten II ein Maximum, nimmt von dort aus stark bis zu einem Minimum im ersten Drittel des dritten Quadranten III ab und steigt dann bis etwa zur Mitte des vierten Quadranten IV allmählich wieder an, um zuletzt bis zum benachbarten Stoßende 8 wieder abzunehmen.
Die in Fig. 1 dargestellte Veränderung der Wanddicke d bzw. des Abstands R| des inneren Umfangs 6 des Kolbenrings 1 von dessen Mittelachse 20 ist stark überhöht dargestellt und wird in der Praxis nur wenige Zehntel Millimeter betragen. Die Veränderung der Wanddicke d des Kolbenrings 1 hat zur Folge, dass sich auch das Flächenträgheitsmoment des Kolbenrings 1 und damit dessen Flexibilität in Umfangsrichtung verändert.
Allgemein wird die Wanddicke d in stark verformten Bereichen der Zylinderlaufbahn 16 kleiner sein als in wenig verformten Bereichen, so dass der Kolbenring 1 in den zuerst genannten Bereichen eine größere Flexibilität besitzt, und sich daher besser an die verformten Bereiche anpassen kann. An den Stoßenden 8, 9 wird ebenfalls eine geringere Wanddicke d bevorzugt, um im Bereich des Ringstoßes 7 Radialdruckspitzen zu vermeiden.
Wie in Fig. 4 schematisch dargestellt, kann durch den an den Verzug des Zylinders bzw. Liners angepassten unrunden inneren Umfang 6 bzw. die sich verändernde Wanddicke d des Kolbenrings 1 der im Betrieb der Brennkraftmaschine auftretende Radialdruck zwischen der verformten Zylinderlaufbahn 16 und dem gegenüberliegenden äußeren Umfang 5 des Kolbenrings 1 so eingestellt werden, dass er in einer Querschnittsebene des Zylinders entlang des gesamten Zylinderumfangs an den Stoßenden 8, 9 etwa konstant ist. Der Radialdruck wird in Fig. 4 durch die Linie 17 angezeigt, die sich mit einen im Wesentlichen konstanten Abstand entlang der Zylinderlaufbahn 16 erstreckt, um eine nahezu konstante Radialdruckverteilung mit Schwankungen von weniger als 20 % zu veranschaulichen.
Die verformte Zylinderlaufbahn 16 und der entsprechend verformte äußere Umfang 5 des eingebauten Kolbenrings sind in Fig. 4 ebenfalls stark überhöht dargestellt, während der innere Umfang 6 des eingebauten Kolbenrings 1 in Fig. 4 vereinfacht als Kreis dargestellt ist, in der Realität jedoch keine exakte Kreisform besitzen wird.
Um zu gewährleisten, dass die konstante Radialdruckverteilung während der Lebensdauer der Brennkraftmaschine bewahrt bleibt, darf sich der Kolbenring 1 nach dem Einbau des Kolbens 2 in die Brennkraftmaschine nicht um die Längsmittelachse 21 des Kolbens 2 und des Zylinders drehen. Der Kolbenring 1 und der Kolben 2 weisen daher Verdrehsicherungsmittel auf, die eine Veränderung der Winkelposition des Ringstoßes 7 in Bezug zur Zylinderlaufbahn 6 bzw. zur Längsmittelachse 21 verhindern.
Wie am besten in Fig. 2 und 3 dargestellt, umfassen die Verdrehsicherungsmittel eine im Stoßbereich zwischen den Stoßenden 8, 9 des Kolbenrings 1 angeordnete, zu einer Mittelebene des Ringstoßes 7 spiegelsymmetrische Ausnehmung 18 im Kolbenring 1 , in die ein radial über den Boden 11 der Umfangsnut 10 des Kolbens 2 überstehender zylindri- scher Vorsprung 19 ragt. Die Ausnehmung 18 weist im Umriss etwa die Form eines Halbkreises auf, der sich zum oberen Ende des Kolbens 2 hin erweitert und sich etwa bis zu einer axialen Mittelebene des Kolbenrings 1 erstreckt, so dass der Abstand der gegenüberliegenden Stoßenden 8, 9 oberhalb dieser Mittelebene größer als darunter ist.
Die radiale Ausrichtung des zylindrischen Vorsprungs 19 des Kolbens 2 und damit auch die radiale Ausrichtung des Ringstoßes 7 des Kolbenrings 1 wird so gewählt, dass der Ringstoß 7 nach dem Einbau des Kolbens 2 in die Brennkraftmaschine innerhalb eines Bereichs der durch den Verzug verformten Zylinderlaufbahn 16 zu liegen kommt, der hinsichtlich seiner Belastung geeignet ist. Wie in Fig. 4 schematisch dargestellt, ist dies im Allgemeinen ein Bereich der Zylinderlaufbahn 16, in dem die Abweichung von der idealen Kreisform verhältnismäßig klein ist.
BEZUGSZEICHENLISTE
Kolbenring
Kolben
Oberseite Kolbenring
Unterseite Kolbenring
äußerer Umfang Kolbenring
innerer Umfang Kolbenring
Ringstoß
Stoßende
Stoßende
Umfangsnut Kolben
Nutgrund
Nutflanke
Nutflanke
Umfangsflächenabschnitt Kolben
Umfangsflächenabschnitt Kolben
verformte Zylinderlaufbahn
Radialdruck
Ausnehmung Kolbenring
Vorsprung Kolben
Mittelachse Kolbenring
Längsmittelachse Kolben

Claims

P AT E N TA N S P R Ü C H E
1. Kolbenring für einen Kolben einer Brennkraftmaschine, mit einem in unverform- tem Zustand runden äußeren Umfang, einem unrunden inneren Umfang und einem Ringstoß, an dem sich zwei Stoßenden gegenüberliegen, dadurch gekennzeichnet, dass sich eine Wanddicke (d) zwischen dem runden äußeren Umfang (5) und dem unrunden inneren Umfang (6) entlang der gesamten Umfangslänge verändert.
2. Kolbenring nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass sich die Wanddicke (d) ohne Un Stetigkeiten verändert.
3. Kolbenring nach Anspruch 1 oder 2, gekennzeichnet durch ein Verdrehsiche- rungsmittel (18), das nach dem Einbau des Kolbenrings (1) mit einem Verdrehsiche- rungsmittel (19) des Kolbens (1) zusammenwirkt, um ein Verdrehen des Kolbenrings (1) um eine Mittelachse (M) des Kolbens (2) zu verhindern.
4. Kolbenring nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass das Verdrehsiche- rungsmittel eine am Ringstoß (7) angeordnete Ausnehmung (18) ist.
5. Brennkraftmaschine, mit mindestens einem Zylinder, einem entlang einer Zylinderlaufbahn des Zylinders beweglichen Kolben und mindestens einem gegen die Zylinderlaufbahn anliegenden Kolbenring, der in unverformtem Zustand einen runden äußeren Umfang, einen unrunden inneren Umfang und einen Ringstoß aufweist, an dem sich zwei Stoßenden gegenüberliegen, dadurch gekennzeichnet, dass sich eine Wanddicke (d) des Kolbenrings (1) zwischen dem runden äußeren Umfang (5) und dem unrunden inneren Umfang (6) in Abhängigkeit von einer durch Verzug des Zylinders bedingten Verformung der Zylinderlaufbahn (16) verändert.
6. Brennkraftmaschine nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass die Wanddicke (d) so an die Verformung der Zylinderlaufbahn (16) angepasst ist, dass ein Radialdruck zwischen der verformten Zylinderlaufbahn (16) und dem äußeren Umfang (5) des Kolbenrings (1) entlang der gesamten Umfangslänge Schwankungen von weniger als 20 % aufweist.
7. Brennkraftmaschine, mit mindestens einem Zylinder, einem entlang einer Zylinderlaufbahn des Zylinders beweglichen Kolben, mindestens einem gegen die Zylinder- laufbahn anliegenden Kolbenring mit einem Ringstoß, sowie Verdrehsicherungsmitteln zur Sicherung des Kolbenrings gegen Verdrehen, die den Kolbenring in Bezug zur Zylinderlaufbahn in einer definierten Drehlage halten, dadurch gekennzeichnet, dass die Drehlage des Kolbenrings (1) und des Ringstoßes (7) in Abhängigkeit von einer durch Verzug des Zylinders bedingten Verformung der Zylinderlaufbahn (16) gewählt ist.
8. Brennkraftmaschine nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dadurch gekennzeichnet, dass die Verdrehsicherungsmittel (18, 19) am Ringstoß (7) angeordnet sind.
9. Brennkraftmaschine nach Anspruch 7 oder 8, dadurch gekennzeichnet, dass die Verdrehsicherungsmittel einen Vorsprung (19) des Kolbens (2) umfassen, der in eine am Ringstoß (7) angeordnete Ausnehmung (18) des Kolbenrings (1) eingreift.
10. Brennkraftmaschine nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, dass der Vorsprung (19) über einen Nutgrund (11) einer den Kolbenring (1) aufnehmenden Umfangs- nut (10) des Kolbens (2) übersteht.
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