專利名稱：大型多缸兩沖程柴油機的制作方法
技術(shù)領(lǐng)域：
本發(fā)明涉及一種十字頭型的大型多缸兩沖程柴油機，其包括由多個部件裝配而成的曲軸。
背景技術(shù)：
慢速運行的大型兩沖程十字頭型柴油機非常龐大，是非常有效的功率產(chǎn)生機器。這種引擎中最大的在94轉(zhuǎn)/分下產(chǎn)生大約100,000kW的功率，其總長為33米，重量接近3500噸。
這種類型的傳統(tǒng)引擎分割成具有相等軸線長度的多個汽缸部分。這反映在在臺板上為相鄰橫梁之間的距離；在A形曲柄軸箱架中為相鄰橫向加強件之間的距離；以及在汽缸架中為汽缸的節(jié)距。
這些引擎包括由曲柄組裝起來的曲軸，曲柄由主軸頸相互連接起來，其中每個主軸頸由一個主軸承支撐。每個曲柄包括由曲柄銷相互連接起來的兩個臂，該臂借助于收縮連接與關(guān)聯(lián)主軸頸連接，該收縮連接包括收縮配合到臂內(nèi)的一個孔中的主軸頸端部。每個曲柄可一體制造或者由兩個臂和一個曲柄銷組裝。
最大的引擎的曲柄重約25噸，而整個曲軸重達約400噸。曲柄必須能夠傳遞峰值大約為12,000kNm的扭矩。曲軸部件的尺寸根據(jù)大量的構(gòu)造方面的問題來確定，其中特別是待傳遞的力和由曲軸的振動行為產(chǎn)生的力影響了各部件的尺寸。此外，連接件和部件的尺寸的安全系數(shù)通過各船級社的要求來調(diào)節(jié)。
在已知的半成品或成品曲軸中，收縮壓力受到如下條件限制是一個共同特征在裝配了軸之后，屈服僅能發(fā)生在緊靠孔的內(nèi)表面附近——即接近連接面——的材料中。若收縮壓力較高，并且在引擎的工作過程中在軸材中發(fā)生了更大范圍的屈服，該軸將不能傳遞沒有暴露在不允許的變形下扭矩。該收縮壓力使得各個軸部件彼此固定，并且由此與收縮表面面積一起確定了可由軸傳遞的扭矩的大小。由于收縮壓力的最大水平受限于上述事實——即軸在工作過程中必須具有穩(wěn)定的尺寸，若軸被設(shè)計來傳遞較大的扭矩，那么在已知的軸中需要增加收縮表面面積以及由此增加軸在軸向和/或徑向的尺寸。
這意味著曲軸和引擎的相鄰部件需要更大的空間并且變得更重，這使得引擎更昂貴并且降低了其效率。
十字頭型的大型多缸兩沖程柴油機的主軸頸必須承受由活塞施加到曲軸上的巨大的力以及由擺動的質(zhì)量塊和曲軸的振動行為產(chǎn)生的力。
大型兩沖程柴油機的主軸承是滑動軸承，其中軸頸的旋轉(zhuǎn)運動的流體動力學(xué)效應(yīng)產(chǎn)生了一個壓力，該壓力在軸承表面和軸頸之間的油膜中形成并且從軸承表面抬升起了軸頸。必須維持最低限度的油膜厚度以阻止表面磨損。在十字頭型的大型多缸兩沖程柴油機中的各個主曲軸軸承上的載荷沒有在各軸承上均勻分布，而是各個軸承彼此不同。這些不同產(chǎn)生于當(dāng)曲軸旋轉(zhuǎn)式產(chǎn)生的動態(tài)質(zhì)量力以及曲軸的振動行為的結(jié)果。在引擎工作過程中，由燃燒壓力產(chǎn)生的曲柄的彎曲和由待傳遞的波動扭矩導(dǎo)致的在偏心曲柄中的扭轉(zhuǎn)導(dǎo)致了軸向偏置和在各主軸承之間的不對準(zhǔn)，并且由此也導(dǎo)致在各軸承上的載荷變化。
若需要增加在軸承上的最大載荷，那么就需要更大的軸承表面，這又需要針對每個主軸頸提供更長的軸承部。
這意味著不但曲軸而且引擎的相鄰部件需要更大的空間且變得更重，這使得引擎更昂貴且降低了其效率。

發(fā)明內(nèi)容
基于此背景，本發(fā)明的一個目的是提供比同類傳統(tǒng)引擎更輕和更短但具有相同性能的大型多缸兩沖程柴油機，或者提供與同類傳統(tǒng)引擎的重量和尺寸相同但是具有更高性能的大型多缸兩沖程柴油機。
根據(jù)權(quán)利要求1該目的通過提供一種十字頭型的大型多缸兩沖程串聯(lián)式、V或U形柴油機而達到，該柴油機包括n或n×2個汽缸、n+1+X個主軸承、由n個通過主軸頸相互連接的曲柄裝配而成的曲軸，其中每個主軸頸由一個主軸承支撐，每個曲柄包括兩個由曲柄銷相互連接的臂，該臂借助于一個收縮連接與關(guān)聯(lián)的主軸頸連接，該收縮連接包括收縮配合到在臂內(nèi)的孔中的主軸頸端部，其中該臂在曲軸的軸向具有最大厚度T1、T2、…、Tn×2，并且各曲柄的軸向長度L1、L2、…、Ln至少部分由曲柄的臂的最大厚度T1、T2、…、Tn×2確定，收縮連接的長度為l1、l2、…、ln×2，該長度l1、l2、…、ln×2分別根據(jù)在引擎操作過程中在相關(guān)收縮連接上的各個載荷確定，每個臂的最大厚度T1、T2、…、Tn×2分別這樣確定長度l1、l2、…、ln×2可在其中實現(xiàn)，并且在各對相鄰主軸承的彼此相對的側(cè)面之間距離D1、D2、…、Dn是可變的并且分別適應(yīng)于其間的曲柄的軸向長度L1、L2、…、Ln。
通過確定各收縮連接的長度l1、l2、…、ln×2，許多收縮連接可短于承受更大載荷的曲軸的收縮連接。通過分別將所述臂的最大厚度T1、T2、…、Tn×2確定為最小、但仍然允許實現(xiàn)收縮連接的所需長度l1、l2、…、ln×2，大多數(shù)曲柄的長度L1、L2、…、Ln可降低。通過調(diào)適在相鄰主軸承對的側(cè)部之間的距離D，在相鄰主軸承之間的距離減少。在主軸承之間減少的距離導(dǎo)致整個引擎長度的減少。許多大型兩沖程柴油機用來推進輪船，特別是例如集裝箱船、散裝貨船和油輪等貨船，因更短的引擎獲得的每厘米的貨物空間的長度的增加都是受歡迎的。此外，減少的長度導(dǎo)致引擎重量的類似減少，這也是一個有競爭力的因素。
收縮連接的長度l1、l2、…、ln×2可分別以如此方式確定在引擎工作過程中對于所有的收縮連接在收縮連接上產(chǎn)生的最大應(yīng)變大體是相同的。由此，獲得了所述臂的所使用的最小全長。
對于在同一曲柄之中的兩個臂，可選擇最大厚度T1、T2、…、Tn×2及長度l1、l2、…、ln×2相等。
在兩個相鄰臂之間的主軸頸的軸承部的長度M1、M2、…、Mn+1+X可根據(jù)在引擎工作過程中施加在所涉主軸頸上的各載荷來分別確定，并且在各對汽缸之間的節(jié)距P1、P2、…、P(n或n×2)-1可變化并且分別適應(yīng)于其間的主軸頸的軸承部的長度M1、M2、…、Mn+1+X。由于主軸頸的軸承部的各可變長度，當(dāng)在相鄰汽缸對之間的主軸頸沒有如同引擎的其它軸頸那樣承受很高載荷時，在該相鄰汽缸對之間汽缸節(jié)距可減少。通過單獨減少了在相鄰汽缸對之間的汽缸節(jié)距，引擎的全長和重量可進一步降低。
在各對汽缸之間的節(jié)距P1、P2、…、P(n或n×2)-1還可分別適應(yīng)于在所涉汽缸對之間的曲軸部的臂的最大寬度T1、T2、…、Tn×2。
在相鄰主軸承對的軸心之間的距離可分別適應(yīng)于其間的曲柄的長度L1、L2、…、Ln和由所涉主軸頸對支承的兩個主軸頸的各個長度M1、M2、…、Mn+1。
該引擎還可進一步包括包括橫梁的臺板，橫梁帶有用于主軸承的軸承支座；焊接的A形曲柄軸箱架，其設(shè)置有支撐用于十字頭的引導(dǎo)平面的橫向加強件；由此在各橫梁之間的距離分別適應(yīng)于由所涉橫梁支撐的主軸承的軸心之間的距離，并且A形的曲柄軸箱安裝在臺板上，其中橫向加強件大體設(shè)置在各橫梁的正上方。
對于曲軸的所有臂，優(yōu)選所述臂的尺寸中除了最大軸向厚度T1、T2、…、Tn×2外大體相同。
對于曲軸的所有主軸頸，優(yōu)選主軸頸的直徑大體相同。
上述目的還根據(jù)權(quán)利要求15通過提供一種十字頭型的大型多缸兩沖程串聯(lián)式、V或U型柴油機而達到，該柴油機包括n或n×2個汽缸、由n個通過主軸頸相互連接的曲柄裝配而成的曲軸，其中每個主軸頸由一個主軸承支撐，每個曲柄包括兩個由曲柄銷相互連接的臂，該臂借助于一個收縮連接與關(guān)聯(lián)的主軸頸連接，該收縮連接包括收縮配合到在臂內(nèi)的孔中的主軸頸端部，一個主軸頸在曲軸的軸向端部處連接到兩個臂的每一個上，在兩個相鄰臂之間或鄰接在曲軸的軸向端部處的一個臂的主軸頸部的軸承部的長度M1、M2、…、Mn+1+x分別根據(jù)在引擎工作過程中施加在所涉主軸頸上的載荷確定，并且在相鄰汽缸對之間的節(jié)距P1、P2、…、P(n或n×2)-1是可變的并且分別適應(yīng)于其間的主軸頸的軸承部的長度M1、M2、…、Mn+1。
在兩個相鄰臂之間的主軸頸的軸承部的長度可分別根據(jù)在引擎工作過程中施加在所涉主軸頸上的載荷確定，并且在相鄰汽缸對之間的節(jié)距P1、P2、…、P(n或n×2)-1是可變的并且分別適應(yīng)于其間的主軸頸的軸承部的長度。由于主軸頸的軸承部的各可變長度，當(dāng)在相鄰汽缸對之間的主軸頸沒有如同引擎的其它軸頸那樣承受很高載荷時，在該相鄰汽缸對之間汽缸節(jié)距可減少。通過單獨減少在相鄰汽缸對之間的汽缸節(jié)距，引擎的全長和重量可進一步降低。
主軸頸部的長度可單獨確定以獲得所涉主軸頸的最小可能長度。
該引擎還可進一步包括包括橫梁的臺板，橫梁帶有用于主軸承的軸承支座；焊接的A形曲柄軸箱架，其設(shè)置有支撐用于十字頭的引導(dǎo)平面的橫向加強件；由此在各橫梁之間的距離分別適應(yīng)于由所涉橫梁支撐的主軸承的軸心之間的距離，并且A形的曲柄軸箱安裝在臺板上，其中橫向加強件大體設(shè)置在各橫梁的正上方。
由詳細的描述，根據(jù)本發(fā)明的引擎的其它目的、特征、優(yōu)點和特性將更清楚。


在下列對本發(fā)明的詳述部分中，將參考附圖中所示的例示實施方式更詳細描述本發(fā)明，附圖中圖1是一個大型的傳統(tǒng)8缸兩沖程柴油機的側(cè)視圖，其中還示出了9缸至12缸引擎的長度；圖2是圖1中引擎的主視圖；
圖3是曲柄軸箱架的截面視圖；圖4是臺板的截面視圖；圖5A是12缸引擎的傳統(tǒng)曲軸的側(cè)視圖；圖5B是圖5A和5D中的曲軸的前部的軸向視圖；圖5C是圖5A和5D中的曲軸的尾部的軸向視圖；圖5D是根據(jù)本發(fā)明的一個實施方式的12缸引擎曲軸的側(cè)視圖；圖6是圖5D中的曲軸的曲柄和主軸頸的詳細截面視圖；以及圖7是圖5D中的曲軸的一部分的詳細視圖。
具體實施例方式
在下面的詳細描述中，將通過優(yōu)選實施方式描述十字頭型的大型兩沖程柴油機。
圖1和2示出了大型低速兩沖程十字頭型串列式柴油機10，其活塞直徑為98cm，該柴油機可以是輪船上的推進引擎或者電廠的原動機。這些引擎通常具有6至16個排成一列的汽缸。在圖1中繪出了一個8缸引擎10的側(cè)視圖，還具有其它線，這些線示出了該引擎的9、10、11和12缸變型的輪廓。在引擎10下方示出了一個以米為單位的比例尺，用以指示這些機器的絕對尺寸，該尺寸的長度在18米的8缸樣式和28米的14缸樣式之間。
該引擎由帶有用于曲軸1的主軸承的臺板11向上構(gòu)建。臺板11根據(jù)能獲得的生產(chǎn)設(shè)備分割成具有合適尺寸的多個部分。臺板由焊接的縱梁和帶有鑄鋼軸承支座32的焊接的橫梁31構(gòu)成。
參考圖2中由虛線顯示的結(jié)構(gòu)，引擎包括活塞28，該活塞28通過活塞桿29連接到十字頭24。十字頭24由引導(dǎo)板23引導(dǎo)。連桿30將十字頭24與曲軸1的曲柄銷相連接。
一個焊接的A形的曲柄軸箱架12安裝在臺板11上。汽缸架13安裝在曲柄軸箱架12的頂部。支撐螺栓26(如圖3所示)將臺板11連接到汽缸架13并且將該結(jié)構(gòu)保持在一起。汽缸14由汽缸架13支承。一個排放閥組件15安裝在每個汽缸14的頂板。汽缸架13還支承了燃料注射系統(tǒng)19、廢氣容器16、渦輪增壓機17和凈化氣容器18。
如圖3所示，曲柄軸箱12設(shè)置在每個汽缸之間，帶有一個呈貫穿的橫板21形式的加強件，該橫板21連接起了曲柄軸箱12的縱向延伸的外壁22并且從A形的曲柄軸箱12的頂部延伸到底部，用于增加其橫向剛性。
用于承受作用在十字頭24(圖2)上的橫向力的豎直引導(dǎo)板23安裝在橫向板21上，例如借助于焊接。每個引導(dǎo)面23后側(cè)由豎直延伸的附加壁25支撐，該附加壁25將引導(dǎo)板23與橫向板21連接。引導(dǎo)面23、附加壁25和橫板壁21形成了具有高扭轉(zhuǎn)剛度的中空輪廓，其中容納了支撐螺栓26。
如圖4所示，臺板11設(shè)置有呈貫穿板31形式的橫梁。軸承支座32安裝在橫梁31上，例如通過焊接。下軸承殼33容納在軸承支座32中。主軸承還包括一個上部軸承殼和一個軸承蓋(未圖示)，在曲軸1放置在臺板11上之后上部軸承殼和軸承蓋緊固到軸承支座32。
圖5A示出了現(xiàn)有技術(shù)中12缸引擎的曲軸1。圖5D示出了根據(jù)本發(fā)明優(yōu)選實施方式的曲軸。圖5B和5C既可應(yīng)用到傳統(tǒng)的曲軸也可應(yīng)用到根據(jù)優(yōu)選實施方式的曲軸。曲柄/汽缸的編號從1數(shù)到12，其中編號為1的曲柄位于前端，而編號為12的曲柄12位于曲軸1的輸出端。對于具有其它數(shù)目的曲柄的引擎，該數(shù)目可表示為n。對于串列式引擎，汽缸的數(shù)目將為n。對于U型或V型引擎(未示出)，汽缸的數(shù)目將是n×2。
曲軸1由一個前部1b和一個尾部1a構(gòu)建，因為幾乎沒有任何起重機能夠升起重約400噸的整個曲軸1。每個曲軸部1a、1b包括總共12個曲柄2中6個(其它組合是可能的，例如14缸引擎的曲軸可分割成兩個具有4個曲柄的部分和一個具有6個曲柄的部分)。前部1b和尾部1a逐一下降，而其中主軸頸5進入分別的軸承殼33。然后，前曲軸部和尾曲軸部借助于凸緣連接37縱向裝配。當(dāng)前曲軸部和尾曲軸部通過螺栓連接在凸緣連接37處的凸緣而連接在一起、并且安裝了軸承蓋時，曲柄軸箱架12可安置在臺板11上。
每個曲軸部1a、1b由六個(n/2)曲柄2和七個(n/2+1)主軸頸5裝配而成。曲柄2具有與曲柄的兩個臂3一體形成的曲柄銷4。曲柄2由一塊鑄鋼或鍛鋼形成。在每個曲軸部1a、1b中的六個曲柄2由主軸頸5彼此連接。在整個曲軸中的主軸承的總數(shù)因此為14個(n+1+x)，其中x是一個變量，其依賴于曲軸部和連接的設(shè)計方式，在裝配好的曲軸中給出了主軸承的可變的數(shù)目。因此主軸承的總數(shù)依賴于凸緣連接的數(shù)目和凸緣連接的類型，因為還存在不增加主軸承總數(shù)的凸緣連接。x的值因此在圖中所示的曲軸中將等于1。
尾部1a包括一個止推軸承39，該止推軸承承受通過一個中間軸(未示出)驅(qū)動的推進器產(chǎn)生的力。
圖5B是一個曲軸的軸向視圖，示出了前部1b的各曲柄2的角分布。
圖5C是一個曲軸的軸向視圖，示出了尾部1a的各曲柄2的角分布。
主軸頸5具有中心軸承部和兩個端部，當(dāng)裝配曲軸1時，中心軸承部和兩個端部收縮配合到相鄰曲柄2的臂3的孔內(nèi)。位于前部1b和尾部1a的縱向端部的主軸頸5具有軸承部和一個端部，該端部收縮配合到各曲柄2的臂的相關(guān)孔內(nèi)。
參考圖6，圖中更詳細示出了用于1號汽缸的曲柄的在臂3和各軸頸5之間的收縮連接。收縮連接在臂3上延伸一段長度l1(對于2號汽缸的曲柄，該長度為l3和l4，對于3號汽缸的曲柄為l3，等等)?？捎墒湛s連接傳遞的扭矩依賴于接觸壓力、孔的直徑和收縮連接的長度l1、l2、…、ln×2(n為引擎的曲柄數(shù))，即長度和直徑越大，傳遞的扭矩越大。根據(jù)各船級社的需要，收縮連接通常具有安全系數(shù)2。
可用于收縮連接的軸向長度l1、l2、…、ln×2主要由各臂的軸向?qū)挾萒1、T2、…、Tn×2確定。最大壓力依賴于主軸頸5相對于孔的直徑的過盈量以及環(huán)繞孔的材料的結(jié)構(gòu)強度和穩(wěn)定性。環(huán)繞孔的材料的的結(jié)構(gòu)強度依賴于環(huán)繞孔的材料層的厚度和材料的特性。通常，曲軸1的所有部件由高拉伸鋼制成。該部件可由鍛造或鑄造之后相應(yīng)的后續(xù)處理和精加工來制造，用以獲得所需的材料特性和表面質(zhì)量。
對于所有的連接，必須由各收縮連接l1、l2、…、ln×2在引擎工作過程中傳遞的最大扭矩不相同。在燃燒沖程中處于一個給定時間點的每個汽缸14增加了一個扭矩峰值，該扭矩峰值將由處于所涉汽缸和曲軸的輸出端之間的曲軸1的部分傳遞。在一個12缸兩沖程引擎中在任一給定時間點，六個汽缸在其燃燒沖程中同步。因此，必須由靠近大型兩沖程引擎的曲軸輸出(尾)端的曲軸1部分傳遞的扭矩顯著高于必須由曲軸前端傳遞的扭矩。動態(tài)扭轉(zhuǎn)效應(yīng)和擺動對于在每個收縮連接上的最大扭矩載荷的分布具有另外的影響，因此從曲軸1的前端到尾端所需的收縮長度l1、l2、…、ln×2不一定需要線性地增加。由各收縮連接傳遞的最大扭矩可數(shù)字地、解析地、經(jīng)驗地確定或者由這些方法組合確定。收縮連接的長度l1、l2、…、ln×2可由此確定，并且以這種方式確定所導(dǎo)致的安全系數(shù)對于在曲軸中的所有收縮連接大體相同。實踐中，同一主軸頸5的兩個收縮連接的長度可選擇為相同(l2＝l3、l4＝l5、l6＝l7等)，因為由這些雙收縮連接傳遞的扭矩將通常相同。
當(dāng)確定各曲柄2的臂的軸向厚度T1、T2、…、Tn×2時，用于收縮連接的所需長度l1、l2、…、ln×2通常是決定因素。通常，軸向厚度T1、T2、…、Tn×2略微大于用于收縮連接的所需長度l1、l2、…、ln×2，以便為在主軸頸5和曲柄臂3之間的倒圓角的降低應(yīng)力過渡區(qū)39留下空間。
在優(yōu)選實施方式中，對于曲軸的所有臂，臂3的尺寸中除了最大厚度T1、T2、…、Tn×2外大體相同。
根據(jù)另一實施方式(未示出)，曲柄臂分成組，其中在一個組內(nèi)臂3的最大軸向厚度T1、T2、…、Tn×2相同，而在各組的臂3的最大軸向厚度T1、T2、…、Tn×2各不相同。
由于在汽缸數(shù)較多的引擎中待傳遞的扭矩相對較低，曲軸的前端通常包括最大軸向厚度T1、T2、…、Tn×2相對較小的一組臂3。由具有相對較多汽缸的引擎在尾端傳遞的扭矩相對較高，因此曲軸的尾端可包括最大軸向厚度T1、T2、…、Tn×2相對較大的一組臂3。
圖5D示出了一個曲軸，其中收縮連接的長度l1、l2、…、ln×2分別根據(jù)在引擎工作過程中待傳遞的扭矩來確定。通過比較圖5A(傳統(tǒng)的曲軸)和在圖5D中根據(jù)本發(fā)明的優(yōu)選實施方式的曲軸可看到，使得曲軸的全長明顯地減少以及由此整個引擎10的全長的減少。通過分別確定收縮連接l1、l2、…、ln×2的尺寸，獲得了相當(dāng)一部分長度的減少。
圖7更詳細示出了前端1b的一部分。這里可看到，與3號汽缸相關(guān)聯(lián)的曲柄2的臂3的軸向厚度T3大于與2號汽缸相關(guān)聯(lián)的曲柄2的臂3的軸向厚度T2，軸向厚度T2又大于與1號汽缸相關(guān)聯(lián)的曲柄2的臂3的軸向厚度T1。由于在曲柄銷軸承上的徑向載荷通常均勻分布在曲柄銷4上，在此實施方式中所有曲柄銷4的長度相同。所導(dǎo)致的分別確定的曲柄2的軸向長度L1、L2、…、Ln允許在相鄰主軸承對的側(cè)表面之間的距離D1、D2、…、Dn分別適應(yīng)于一個最小的可能值(圖4)。
位于兩個曲柄臂3之間的主軸頸5具有兩個端部，用于容納于所涉曲柄臂3的孔內(nèi)。位于前部1b和尾部1a的軸向端部處的主軸頸5具有軸承部，并且僅有一個端部，該端部配合到曲柄臂3的孔內(nèi)。端部的長度分別適于配合收縮連接的長度l1、l2、…、ln×2。主軸頸5包括一個軸承部，該軸承部具有分別調(diào)適的長度M1、M2、…、Mn+1+x(圖6和7)。軸承支座32和軸承殼33配合分別調(diào)適的軸向長度(圖4)。
徑向載荷在主軸承上沒有均勻分布。該非均勻分布由曲軸的徑向擺動和曲軸的扭轉(zhuǎn)變形引起。在曲軸1的非中心部——例如曲柄2——的扭轉(zhuǎn)變形導(dǎo)致徑向偏移，該徑向偏移影響主軸承的徑向載荷分布。由各主軸承承受的最大徑向載荷可數(shù)字地、解析地、經(jīng)驗地確定或者由這些方法的組合確定。軸承部的軸向長度M1、M2、…、Mn+1+x和軸承殼33的軸向長度由此確定。
軸承支座32的材料厚度G1、G2、…、Gn+1也可根據(jù)在引擎工作過程中各主軸承的載荷分別確定，以進一步降低引擎重量。
在相鄰各對汽缸之間的汽缸節(jié)距P1、P2、…、P(n或n×2)-1分別適應(yīng)于其間的軸承部的軸向長度M1、M2、…、Mn+a+x和其間的兩個相應(yīng)的曲柄臂3的軸向厚度T1、T2、…、Tn×2。
在承載軸承支座32的相鄰橫梁31(圖4)對的中心線之間的距離S1、S2、…、Sn-1分別適應(yīng)于其間的曲柄2的軸向長度和其上兩個軸承部的軸向長度M1、M2、…、Mn+1+x。
位于橫梁31正上方的橫向加強件21(圖3)是為了增加穩(wěn)定性，而在成對的相鄰橫向加強件21之間的距離S1、S2、…、Sn-1因此與其下成對相鄰橫梁31之間的距離S1、S2、…、Sn-1相等。
可變汽缸節(jié)距P1、P2、…、P(n或n×2)-1和在橫向加強件之間的可變距離S1、S2、…、Sn-1在汽缸架13(圖1、2)上連續(xù)。整個引擎1因此構(gòu)建成具有長度單獨確定的軸向部分。因此，與傳統(tǒng)引擎相比整個引擎長度可減少3至7％。長度的減少進一步導(dǎo)致引擎10的重量的相當(dāng)程度的降低。
因此，雖然已經(jīng)參考其開發(fā)環(huán)境描述了該設(shè)備和方法的優(yōu)選實施方式，它們僅僅闡釋了本發(fā)明的原理。在不背離附帶權(quán)利要求的范圍的情況下可設(shè)計其它實施方式和構(gòu)造。
權(quán)利要求
1.一種十字頭型的大型多缸兩沖程串列式、V或U型柴油機(10)，該柴油機(10)包括n或n×2個汽缸、n+1+x個主軸承、由n個通過主軸頸(5)相互連接的曲柄(2)裝配而成的曲軸(1)，其中每個主軸頸(5)由一個主軸承支撐，每個曲柄(2)包括兩個由曲柄銷(4)相互連接的臂(3)，該臂(3)借助于一個收縮連接與關(guān)聯(lián)的主軸頸(5)連接，該收縮連接包括收縮配合到在臂(3)內(nèi)的孔中的主軸頸端部，其中該臂(3)在曲軸(1)的軸向具有最大厚度(T1、T2、…、Tn×2)，并且各曲柄(2)的軸向長度(L1、L2、…、Ln)至少部分由曲柄(2)的臂(3)的最大厚度(T1、T2、…、Tn×2)確定，該收縮連接具有一個長度(l1、l2、…、ln×2)，該長度(l1、l2、…、ln×2)分別根據(jù)在引擎操作過程中在相關(guān)收縮連接上的各個載荷確定，每個臂(3)的最大厚度(T1、T2、…、Tn×2)分別這樣確定長度(l1、l2、…、ln×2)可在其中實現(xiàn)，并且在各對相鄰主軸承的彼此相對的側(cè)面之間距離(D1、D2、…、Dn)是可變的并且分別適應(yīng)于其間的曲柄(2)的軸向長度(L1、L2、…、Ln)。
2.如權(quán)利要求1所述的引擎，其中分別確定所述收縮連接的長度(l1、l2、…、ln×2)以在引擎工作過程中對于所有的收縮連接獲得基本相同的最大應(yīng)變。
3.如權(quán)利要求1或2所述的引擎，其中對于在同一主軸頸(2)上的兩個臂(3)，所述最大軸向厚度(T1、T2、…、Tn×2)及收縮連接(l1、l2、…、ln×2)的長度相等。
4.如權(quán)利要求1至3中任一項所述的引擎，其中在兩個相鄰臂(3)之間的或者鄰接在曲軸的軸向端部處的一個臂(3)的主軸頸(5)的軸承部的長度(M1、M2、…、Mn+1+X)可根據(jù)在引擎工作過程中施加在所涉主軸頸(5)上的各載荷來分別確定，并且在各對汽缸(14)之間的節(jié)距(P1、P2、…、P(n或n×2)-1)可變化并且分別適應(yīng)于其間的主軸頸(5)的軸承部的長度(M1、M2、…、Mn+1+X)。
5.如權(quán)利要求4所述的引擎，其中在各對汽缸之間的節(jié)距(P1、P2、…、P(n或n×2)-1)還可分別適應(yīng)于在所涉汽缸(14)對之間的曲軸部的臂(3)的最大寬度(T1、T2、…、Tn×2)。
6.如權(quán)利要求4或5所述的引擎，其中在相鄰主軸承對的軸心之間的距離可分別適應(yīng)于其間的曲柄(2)的長度(l1、l2、…、ln×2)和由所涉主軸承對承載的兩個主軸頸(5)的軸承部的各個長度(M1、M2、…、Mn+1+x)。
7.如權(quán)利要求6所述的引擎，進一步包括包括橫梁(31)的臺板(11)，橫梁(31)帶有用于主軸承的軸承支座(32)，焊接的A形曲柄軸箱架(12)，其設(shè)置有支撐用于十字頭(24)的引導(dǎo)平面(23)的橫向加強件(21)，其中在各橫梁(31)之間的距離(S1、S2、…、Sn-1)分別適應(yīng)于由所涉橫梁(31)支撐的主軸承的軸心之間的距離，并且A形的曲柄軸箱架(12)安裝在臺板(11)上，其中橫向加強件(21)大體設(shè)置在各橫梁(31)的正上方。
8.如權(quán)利要求1至7中任一項所述的引擎，其中對于曲軸(1)的所有臂(3)，所述臂(3)的尺寸中除了最大軸向厚度(T1、T2、…、Tn ×2)外大體相同。
9.如權(quán)利要求1至8中任一項所述的引擎，其中對于所述曲軸(1)的所有主軸頸(5)，該主軸頸(5)的直徑基本相同。
10.如權(quán)利要求1至9中任一項所述的引擎，其中各主軸承支座(32)的尺寸分別根據(jù)在引擎工作過程中施加在所涉主軸承上的各個載荷確定。
11.如權(quán)利要求10所述的引擎，其中所述主軸承支座(32)分別通過改變其材料厚度來確定其尺寸。
12.如權(quán)利要求1至11中任一項所述的引擎，其中所述曲柄臂(3)分成組，其中在一個組內(nèi)臂(3)的最大軸向厚度(T1、T2、…、Tn×2)相同，而各組之間的臂(3)的最大軸向厚度(T1、T2、…、Tn×2)不同。
13.如權(quán)利要求12所述的引擎，其中所述曲軸的前端包括一組具有相對較小的最大軸向臂厚(T1、T2、…、Tn×2)的臂(3)。
14.如權(quán)利要求12或13所述的引擎，其中所述曲軸的尾端包括一組具有相對較大的最大軸向臂厚(T1、T2、…、Tn×2)的臂(3)。
15.一種十字頭型的大型多缸兩沖程串聯(lián)式、V或U形柴油機(10)，該柴油機(10)包括n或n×2個汽缸(14)、由n個通過n+1+x個主軸頸(5)相互連接的曲柄(2)裝配而成的曲軸(1)，其中每個主軸頸(5)由一個主軸承支撐，每個曲柄(2)包括兩個由曲柄銷(4)相互連接的臂(3)，該臂(3)借助于一個收縮連接與關(guān)聯(lián)的主軸頸(5)連接，該收縮連接包括收縮配合到在臂(3)內(nèi)的孔中的主軸頸端部，一個主軸頸(5)在曲軸(1)的軸向端部處連接到兩個臂(3)的每一個上，在兩個相鄰臂(3)之間或鄰接在曲軸(1)的軸向端部處的一個臂(3)的主軸頸部的軸承部的長度(M1、M2、…、Mn+1+x)分別根據(jù)在引擎工作過程中施加在所涉主軸頸(5)上的載荷確定，并且在相鄰汽缸(14)對之間的節(jié)距(P1、P2、…、P(n或n×2)-1)是可變的并且分別適應(yīng)于其間的主軸頸(5)的軸承部的長度(M1、M2、…、Mn+1)。
16.如權(quán)利要求15所述的引擎，其中分別確定所述軸承部的長度(M1、M2、…、Mn+1+x)，以獲得所涉軸承部的最小可能長度(M1、M2、…、Mn+1+x)。
17.如權(quán)利要求15或16所述的引擎，進一步包括包括橫梁(31)的臺板(11)，橫梁(31)帶有用于主軸承的軸承支座(32)，焊接的A形曲柄軸箱架(12)，其設(shè)置有支撐用于十字頭(24)的引導(dǎo)平面(23)的橫向加強件(21)，其中在各橫梁(31)之間的距離(S1、S2、…、Sn-1)分別適應(yīng)于由所涉橫梁(31)支撐的主軸承的軸心之間的距離，并且A形的曲柄軸箱架(12)安裝在臺板(11)上，其中橫向加強件(21)大體設(shè)置在各橫梁(31)的正上方。
全文摘要
一種十字頭型的大型多缸兩沖程柴油機(10)，該柴油機(10)包括一個曲軸(1)，該曲軸(1)由多個通過主軸頸(5)相互連接的曲柄(2)裝配而成，其中主軸頸(5)由一個主軸承支撐。每個曲柄包括兩個由曲柄銷(4)相互連接的臂(3)。該臂(3)借助于一個收縮連接與關(guān)聯(lián)的主軸頸(5)連接，該收縮連接包括收縮配合到在臂(3)內(nèi)的孔中的主軸頸端部。該曲柄(2)的臂(3)的最大軸向厚度(T
文檔編號F02B75/32GK1873240SQ200610083740
公開日2006年12月6日 申請日期2006年6月1日 優(yōu)先權(quán)日2005年6月3日
發(fā)明者約翰·邁克爾·漢森, 馬斯·羅吉爾德, 亨里克·安德森, 延斯·拉特曼 申請人:曼B與W狄賽爾公司