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Die Erfindung betrifft eine Mehrzylinder-Brennkraftmaschine mit zumindest einer ersten Ausgleichswelle, welche über ein Antriebsrad durch eine Kurbelwelle angetrieben ist und zumindest einer zweiten Ausgleichswelle, welche gegenläufig rotierend zur ersten Aus- gleichswelle angetrieben ist, wobei die Ausgleichswellen parallel zueinander angeordnet und in einem am Kurbelgehäuse befestigten strukturversteifenden Tragteil im Bereich eines 01 raumes gelagert sind, und wobei jede Ausgleichswelle zumindest eine exzentrische Aus- gleichsmasse innerhalb eines vom Tragteil gebildeten Hohlraumes aufweist.
Es ist bekannt, Ausgleichswellen im Bereich eines struktursteifen Tragteiles innerhalb des Ölraumes unterhalb der Kurbelwelle anzuordnen und die Lagerung in den Tragteil zu integrie- ren. Dies hat den Vorteil, dass im Kurbelgehäuse keine konstruktiven Massnahmen zur Lage- rung und Aufnahme der Ausgleichswellen samt Ausgleichsmassen getroffen werden müssen, und auch bei Kurbelgehäusen ohne Massenausgleichswellen sehr einfach - ohne aufwendige konstruktive Änderungen - im Kurbelgehäuse ein Massenausgleich geschaffen werden kann.
Ein weiterer Vorteil ist, dass durch die teilweise Nutzung des Ölraumes Platz eingespart wer- den kann. Der Tragteil dient dabei einerseits zur Strukturversteifung des Kurbelgehäuses und andererseits zur Aufnahme der Ausgleichswellen, kann darüber hinaus aber auch als Träger für Ölpumpe, Ölansaugstutzen, oder ähnliches verwendet werden und bildet somit einen Mul- tifunktionsbauteil. Bei relativ tief im Ölraum angeordneten Ausgleichswellen besteht aller- dings die Gefahr, dass die Ausgleichsmassen in das Ölbad eintauchen und das Öl schaumig schlagen. Um dies zu verhindern, ist bei bekannten Brennkraftmaschinen der Tragteil als Ge- häuse für die Ausgleichswellen ausgebildet und bildet einen entsprechenden Hohlraum aus.
Allerdings kann das Öl zur Schmierung der Lager der Ausgleichswellen in den Hohlraum gelangen und diesen allmählich füllen, bis zumindest eine Ausgleichsmasse in das Öl ein- taucht. Abgesehen von den auftretenden Energieverlusten führt dieses Ölplanschen zum un- erwünschten Emulgieren des Öles. wodurch die Gefahr von Lagerschäden zufolge Schmie- rungsverlusten stark ansteigt.
Aus der US 5 535 643 A ist eine Brennkraftmaschine dieser Art bekannt, bei der die Aus- gleichswellen in einem Tragteil gelagert sind, welcher einen Oberteil und einen Unterteil auf- weist. Die Ausgleichsmassen der Ausgleichswellen sind dabei in einem Hohlraum des Trag- teiles angeordnet. Zwei die beiden Ausgleichswellen miteinander verbindende Zahnräder sind in einem weiteren vom Tragteil gebildeten Hohlraum angeordnet. Massnahmen zur Verhinde- rung von Planscheffekten zufolge der rotierenden Ausgleichsmassen oder Zahnräder sind kei- ne vorgesehen.
Aus der US 4 766 857 A ist eine Brennkraftmaschine bekannt, bei der die Ausgleichswellen in einem mehrteiligen Tragteil gelagert sind, der sich nur über einen kleinen Teil der Motor- länge erstreckt und deshalb die Struktursteifigkeit des Kurbelgehäuses nur wenig verbessert.
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Der Tragteil ist in einer Querebene der Brennkraftmaschine geteilt, um den Zusammenbau zu ermöglichen. Die Ausgleichsmassen befinden sich in einem vom Tragteil gebildeten gemein- samen Hohlraum. Die Ausgleichswellen sind dabei über miteinander im Eingriff stehende Zahnräder in einem Zahnradgehäuse verbunden, in welches eine vom Hohlraum ausgehende Ölleitung einmündet. Der Hohlraum wird somit über die als Pumpe wirkenden Zahnräder entleert, wobei die sowohl Öl als auch Luft fördernden Zahnräder allerdings selbst eine ge- wisse Emulgierung des Schmieröles hervorrufen.
Auch aus der US 4 703 724 A, US 4 703 725 A und der US 4 677 948 ist jeweils eine Brenn- kraftmaschine mit einem Tragteil bekannt, welcher das Gehäuse für Ausgleichswellen bildet.
Die Ausgleichsmassen sind dabei in einem gemeinsamen Hohlraum angeordnet. Der Mantel des Hohlraumes weist seitlich Öffnungen auf, über welche durch die Ausgleichsmassen Öl aus dem Hohlraum geschleudert wird. Weiters wird der Hohlraum ähnlich wie bei der US 4 766 857 A durch als Pumpe wirkende Zahnräder, über die die Ausgleichswellen mitein- ander gekoppelt sind, über eine Ölleitung entleert.
Die US 5 788 381 A offenbart eine Brennkraftmaschine mit im Bereich des Ölraumes ange- ordneten Tragteilen, welche die Lager für zwei Ausgleichswellen ausbilden. Eine Strukturver- steifung für das Kurbelgehäuse kann mit den im wesentlichen lediglich zur Abstützung der Ausgleichswellen dienenden Tragteilen nicht erreicht werden. Die Ausgleichsmassen sind nicht in einem vom Tragteil gebildeten Hohlraum angeordnet, sondern liegen direkt im 1 raum. Die Ausgleichswellen weisen im Bereich der Ausgleichsmassen zylindrische Schutz- hülsen auf, welche Planscheffekte zufolge der Rotation der Wellen vermindern.
Elemente zum Versteifen des Kurbelgehäuses im Bereich der Kurbelgehäuseschürze sind fer- ner aus der DE 39 11 014 A1 oder der EP 0 515 773 A1 bekannt. Diese zumeist als Leiter- rahmen bezeichneten Elemente sind zumeist als eigene Bauteile ausgeführt und haben die Aufgabe, die Biege- und Torsionssteifigkeit des Kurbelgehäuses zu erhöhen.
Aufgabe der Erfindung ist es, bei einer Brennkraftmaschine der eingangs genannten Art eine hohe Struktursteifigkeit des Kurbelgehäuses zu erzielen, Planscheffekte durch die Aus- gleichswellen zu vermindern und den Fertigungs- und Montageaufwand sowie den Platzbe- darf so klein wie möglich zu halten.
Erfindungsgemäss wird dies dadurch erreicht, dass pro Ausgleichswelle zumindest ein vor- zugsweise zylindrischer Hohlraum ausgebildet ist, wobei die Hohlräume voneinander getrennt sind und die inneren Mantelflächen der Hohlräume die Ausgleichswellen im Bereich der Aus- gleichsmassen zumindest überwiegend umschliessen. Dadurch wird ein Planschen der Aus- gleichsmassen im Ölbad wesentlich vermindert. Die Hohlräume wirken zudem zusätzlich strukturversteifend. Bei mehreren Ausgleichsmassen pro Ausgleichswelle ist es besonders vorteilhaft, wenn pro Ausgleichsmasse ein Hohlraum vorgesehen ist und jede Ausgleichs- masse in ihrem eigenen, von den anderen Hohlräumen getrennten, Hohlraum angeordnet ist.
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In einer sehr einfachen Ausführungsvariante der Erfindung ist dabei vorgesehen, dass die Mantelflächen Ölentweichöffnungen aufweisen, welche vorzugsweise in einem seitlichen oberen Bereich der Hohlräume angeordnet sind. Dadurch wird erreicht, dass in die zylinder- förmigen Hohlräume - beispielsweise während des Stillstandes des Motors - eventuell ein- dringendes Schmieröl bei Drehung der Ausgleichswellen innerhalb kurzer Zeit aus den Hohl- räumen geschleudert wird, so dass während des übrigen Motorbetriebes die Ausgleichsmassen nicht mehr in das Schmieröl eintauchen. Dies hat den Vorteil, dass aufwendige Abdichtungen der Hohlräume entfallen können, und gleichzeitig eine ausreichende Schmierung der Aus- gleichswellenlager gewährleistet ist.
In einer sehr einfachen und struktursteifen Ausführung ist vorgesehen, dass in einem Bereich zwischen den zwei Ausgleichswellen eine Ölrücklauföffnung zwischen Kurbelwellenraum und Ölraum vorgesehen ist, wobei vorzugsweise die Ölrücklauföffnung an der tiefsten Stelle der Oberseite des Tragteiles angeordnet ist. Das von den Zylindern rückfliessende Öl wird da- durch im Bereich der Motorlängsebene gesammelt, und fliesst zwischen den Hohlräumen der beiden Ausgleichswellen in die Ölwanne zurück.
In Ausgestaltung der Erfindung kann weiters vorgesehen sein, dass an den Ausgleichswellen im Bereich der Ausgleichsmassen ein Ausgleichsformteil mit geringerer Masse als die Aus- gleichsmassen so angebracht ist, dass im Bereich der Ausgleichsmassen eine etwa kreiszylin- drische Form entsteht. Zwischen den Ausgleichsformteilen bzw. den Ausgleichsmassen und den Mantelflächen der Hohlräumen ist somit ein nur kleiner ringförmiger Spalt vorhanden, wodurch einerseits die in den Hohlräumen eindringende Ölmenge so gering wie möglich ge- halten wird und andererseits eine Durchmischung des in den Ölräumen verbliebenen Restöles mit Luft und damit die Emulgierung des Öles verhindert wird. Die Ausgleichsformteile kön- nen dabei aus Leichtmetall oder einem hitzebeständigen Kunststoff bestehen und lösbar oder unlösbar mit den Ausgleichswellen verbunden sein.
Weiters kann vorgesehen sein, dass die Ausgleichsformteile eine auf die Ausgleichswelle koaxial aufgeschobene Hülse aufweisen. In einer besonders robusten Ausführung bildet der Ausgleichsformteil zusammen mit der Aus- gleichsmasse einen Vollzylinder.
In einer erfindungsgemässen Ausführung, bei der die Ausgleichswellen über im Eingriff ste- hende Zahnräder miteinander verbunden sind, so dass die erste Antriebswelle die zweite An- triebswelle antreibt, ist vorgesehen, dass die beiden Zahnräder an einem Ende der Ausgleichs- wellen, vorzugsweise an der dem Antriebsrad abgewandten Stirnseite des Tragteiles, angeord- net sind. Dies ermöglicht eine einfache Herstellungsweise. Ein weiterer Vorteil dieser Bau- weise ist, dass die Zahnräder in einem von den Hohlräumen und dem Ölraum getrennten Zahn- radgehäuse angeordnet werden können, um eine Emulgierung des Öles zufolge Eintauchen der Zahnräder m das Öl zu verhindern. Da die Zahnräder an den Enden der Ausgleichswellen angeordnet smd, kann durch einfache Abdichtungsmassnahmen ein Eindringen von Öl in das
Zahnradgehäuse verhindert werden.
Das Zahnradgehäuse kann sehr einfach zumindest zum
Teil durch einen am Tragteil befestigten Gehäusedeckel gebildet sein.
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Es ist möglich, den Tragteil einteilig auszuführen und die Lager für die Ausgleichswellen als Tunnellager auszubilden. Einfacher ist es allerdings, den Tragteil mehrteilig auszuführen und im Bereich einer durch die Achsen der Ausgleichswellen gebildeten Ebene in einen Oberteil und einen Unterteil zu teilen.
Die Erfindung wird im Folgenden anhand der Figuren näher erläutert.
Es zeigen Fig. 1 einen Schnitt durch einen Motorblock mit dem erfindungsgemässen Tragteil, Fig. 2 eine Schrägansicht des Tragteiles von oben, Fig. 3 eine Schrägansicht des Tragteiles von unten, Fig. 4 eine Draufsicht auf den Tragteil, Fig. 5 einen Längsschnitt durch den Trag- teil gemäss der Linie V-V in Fig. 4, Fig. 6 einen Längsschnitt durch den Tragteil gemäss der Linie VI-VI in Fig. 4, Fig. 7 einen Schnitt durch den Tragteil gemäss der Linie VII-VII in Fig. 5, Fig. 8 einen Schnitt durch den Tragteil gemäss der Linie VIII-VIII in Fig. 4, Fig. 9 ei- nen Schnitt durch den Tragteil gemäss der Linie IX-IX in Fig. 4 und Fig. 10 einen Schnitt durch den Tragteil gemäss der Linie X-X in Fig. 4.
An der Unterseite des Kurbelgehäuses 1 einer Brennkraftmaschine ist über Schrauben 27 der Tragteil 2 befestigt. Mit Bezugszeichen 3 ist eine im Kurbelgehäuse 1 gelagerte Kurbelwelle bezeichnet, welche über Kolben 4 und Pleuel 5 mehrerer Zylinder 6 angetrieben wird.
Im Tragteil 2 sind die Ausgleichswellen 7 und 8 drehbar gelagert, wobei die über Bohrungen 7b, 8b in den Ausgleichswellen 7,8 mit Schmieröl versorgten Lager der Ausgleichswellen 7, 8 mit 9a, 9b, 9c, 9d bzw. 10a, lOb, 10c bezeichnet sind. Im Beispiel weist jede Ausgleichs- welle 7,8 zwei Ausgleichsmassen 11,12 bzw. 13,14 auf. Selbstverständlich sind auch mehr oder weniger Ausgleichsmassen pro Ausgleichswelle 7,8 möglich.
Jede Ausgleichsmasse 11, 12, 13, 14 ist in einem zylinderförmigen Hohlraum 15,16, 17 und 18 des Tragteiles 2 angeordnet, wobei die Hohlräume 15,16, 17,18 voneinander getrennt sind. Die Ausgleichsmassen 11,12, 13, und 14 werden von den Mantelflächen 15a, 16a, 17a und 18a der Hohlräume 15,16, 17 und 18 bis auf Ölentweichöffnungen 19,20 vollständig umgeben (Fig. 8). Die Ölentweichöffnungen 19,20 sind dabei in einem oberen, seitlichen Bereich der Hohlräume 15,16, 17 und 18 angeordnet und über domartige Sammelräume 19a, 20a, und Austrittsöffnungen 19b, 20b mit dem Ölraum 24a verbunden, welche etwas tiefer als die Ölentweichöffnungen 19,20 angeordnet sind.
Durch die Ölentweichöffnungen 19,20 ist gewährleistet, dass eventuell in die Hohlräume 15,
16,17, 18 eindringendes Schmieröl schon nach wenigen Umdrehungen der Ausgleichswellen 7,8 durch die Ausgleichsmassen 11, 12, 13, 14 aus den Hohlräumen 15,16, 17, 18 geschleu- dert wird. Durch die domartig ausgebildeten Sammelräume 19a, 20a und die etwas tiefer als die Ölentweichöffnungen 19,20 liegenden Austrittsöffnungen 19b, 20b wird das Zufliessen von Öl aus dem Ölraum 24a in die Hohlräume 15,16, 17,18, insbesondere bei Motorstill- stand, erschwert bzw. verhindert.
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Die erste Ausgleichswelle 7 wird über ein Antriebsrad 21 durch einen Ketten- oder Riemen- trieb 21 a von der Kurbelwelle 3 an einem Ende 7c der Ausgleichswelle 7 angetneben. Zur Verminderung von durch das Antriebsrad 21 und'oder dem Ketten- bzw. Riementrieb 21a verursachtes Ölplanschen ist an der Stirnseite des Tragteiles 2 eine Abdeckung 21b vorgese- hen. Der Antrieb der zweiten Ausgleichswelle 8 erfolgt über Zahnräder 22. 23, die sich am dem Antriebsrad 21 abgewandten Enden 7d, 8d der Ausgleichswellen 7. 8 befinden. Die Zahnräder 22, 23 befinden sich in einem eigenen, von den Hohlräumen 15,16, 17, 18 ge- trennten Zahnradgehäuse 33, welches im wesentlichen durch einen am Tragteil über Schrau- ben 34 befestigten Gehäusedeckel 35 und Trennwänden 36 besteht.
Mit 24 ist eine an das Kurbelgehäuse 1 angeflanschte Ölwanne bezeichnet, welche den Öl- raum 24a für das Schmieröl ausbildet.
Im Bereich einer durch die Achsen 7a, 8a aufgespannten Ebene 25 ist der Tragteil 2 in einen kurbelwellenseitigen Oberteil 2a und einen ölwannenseitigen Unterteil 2b geteilt. Oberteil 2a und Unterteil 2b sind über Schrauben 26 miteinander fest verbunden.
Wie am besten aus den Fig. 2,8 und 9 hervorgeht, ist die Oberseite 2a' des Oberteiles 2a des Tragteils 2 wannen- bzw. trichterartig und in Richtung der Motorlängsebene 28 abfallend aus- gebildet. In diesem Bereich weist der Tragteil 2 schlitzartige Ölrücklauföffnungen 29,30 zwi- schen den Hohlräumen 15 und 17 bzw. 16 und 18 der beiden Ausgleichswellen 7, 8 auf, wel- che ein ungehindertes Rückfliessen des Schmieröles aus dem Kurbelwellenraum 31 in den durch die Ölwanne 24 gebildeten Ölraum 24a erlauben. In den Tragteil 2 sind weiters seitliche Ölrücklaufkanäle 37 integriert, welche an nicht weiter dargestellte Ölrücklaufkanäle in den Wänden des Kurbelgehäuses 1 anschliessen (Fig. 4 und 10).
Um einerseits die Menge an in die Hohlräume 15,16, 17,18 beispielsweise über die Lager 9a, 9b, 9c, l Ob, lOc und 10d eintretendem Schmieröl so klein wie möglich zu halten und anderer- seits ein durch die Ausgleichsmassen 11,12, 13,14 verursachtes, ein Emulgieren des Öles förderndes Ölplanschen zu verhindern, sind im Bereich der Ausgleichsmassen 11, 12,13, 14 Ausgleichsformteile 38, 39,40 und 41 angeordnet, welche zusammen mit den Ausgleichs- massen 11,12, 13,14 eine kreiszylindnsche Form bilden. Der Spalt zwischen diesem Kreis- zylinder und den ebenfalls zylindnschen Mantelflächen 15a, 16a, 17a, 18a der Hohlräume 15,
16,17. 18 ist dabei möglichst klein ausgebildet.
Die Ausgleichsformteile 38,39, 40 und 41 bestehen aus einem leichteren Material als die Ausgleichsmasse, beispielsweise aus Leicht- metall oder wärmebeständigen Kunststoff, und können lösbar - beispielsweise durch Schrau- ben - oder unlösbar - beispielsweise durch Giessen - mit den Ausgleichswellen 7,8 verbunden sein. Im in den Fig. dargestellten Beispiel werden die Ausgleichsformteile 38,39, 40,41 im wesentlichen durch Hülsen 38a, 39a, 40a und 41a gebildet, welche auf die Ausgleichswellen
7,8 und die Ausgleichsmassen 11,12, 13, 14 aufgeschoben sind. Zusätzlich kann der Raum zwischen den Hülsen 38a, 39a, 40a, 41a und den Ausgleichsmassen 11,12, 13, 14 beispiels-
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weise mit Kunststoff ausgegossen sein, so dass zusammen mit den Ausgleichsmassen 11, 12, 13, 14 ein massiver Vollzylinder entsteht.
Der Tragteil 2 erfüllt neben der Versteifungsfunktion für das Kurbelgehäuse 1 die Aufgabe für der Lagerung der Ausgleichswellen 7,8. An zusätzlichen Flanschflächen 32 können Neben- aggregate, wie beispielsweise eine nicht weiter dargestellte Ölpumpe, befestigt sein. Zur Er- füllung der strukturversteifenden Funktion des Tragteils 2 erstreckt sich dieser mindestens über den Grossteil der Länge des Kurbelgehäuses 1, wobei der Tragteil 2 entweder separat oder zusammen mit der Ölwanne 24 am Kurbelgehäuse 1 angeflanscht sein kann.
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The invention relates to a multi-cylinder internal combustion engine with at least one first balancer shaft which is driven by a crankshaft via a drive wheel and at least one second balancer shaft which is driven rotating in opposite directions to the first balancer shaft, the balancer shafts being arranged parallel to one another and in one on the crankcase attached structural stiffening support part are mounted in the area of a space, and each balancer shaft has at least one eccentric balancing mass within a cavity formed by the support part.
It is known to arrange balancer shafts in the area of a structurally rigid support part within the oil space below the crankshaft and to integrate the bearing in the support part. This has the advantage that no structural measures are taken in the crankcase for mounting and accommodating the balancer shafts together with the balancing masses must be, and even with crankcases without mass balancing shafts mass balance can be created in the crankcase very easily - without complex design changes.
Another advantage is that space can be saved by partially using the oil space. The support part serves on the one hand to reinforce the structure of the crankcase and on the other hand to accommodate the balancer shafts, but can also be used as a support for an oil pump, oil intake, or the like and thus forms a multi-functional component. With balancer shafts located relatively deep in the oil chamber, however, there is a risk that the balancing masses will dip into the oil bath and cause the oil to foam. To prevent this, in known internal combustion engines the support part is designed as a housing for the balance shafts and forms a corresponding cavity.
However, the oil for lubricating the balancer shaft bearings can enter the cavity and fill it gradually until at least one balancing compound is immersed in the oil. Apart from the energy losses that occur, this oil splashing leads to the undesired emulsification of the oil. which increases the risk of bearing damage due to loss of lubrication.
An internal combustion engine of this type is known from US Pat. No. 5,535,643 A, in which the balancer shafts are mounted in a support part which has an upper part and a lower part. The balancing masses of the balancing shafts are arranged in a cavity of the support part. Two gear wheels connecting the two balancer shafts to one another are arranged in a further cavity formed by the supporting part. Measures to prevent churning effects due to the rotating balancing masses or gears are not provided.
An internal combustion engine is known from US Pat. No. 4,766,857 A, in which the balancer shafts are mounted in a multi-part supporting part which extends only over a small part of the engine length and therefore only slightly improves the structural rigidity of the crankcase.
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The support part is divided in a transverse plane of the internal combustion engine to enable assembly. The leveling compounds are located in a common cavity formed by the supporting part. The balancer shafts are connected via gearwheels that are in engagement with one another in a gearwheel housing into which an oil line emanating from the cavity opens. The cavity is thus emptied via the gearwheels acting as a pump, although the gearwheels that convey both oil and air themselves cause a certain emulsification of the lubricating oil.
From US 4 703 724 A, US 4 703 725 A and US 4 677 948 an internal combustion engine with a supporting part is also known, which forms the housing for balancer shafts.
The balancing masses are arranged in a common cavity. The jacket of the cavity has openings on the side, through which oil is thrown out of the cavity by the balancing masses. Furthermore, similar to US Pat. No. 4,766,857 A, the cavity is emptied via an oil line by gearwheels acting as a pump, via which the balance shafts are coupled to one another.
US 5 788 381 A discloses an internal combustion engine with supporting parts arranged in the area of the oil space, which form the bearings for two balancer shafts. Structural stiffening for the crankcase cannot be achieved with the supporting parts, which essentially serve only to support the balancer shafts. The leveling compounds are not arranged in a cavity formed by the supporting part, but lie directly in the 1 room. The balancer shafts have cylindrical protective sleeves in the area of the balancing masses, which reduce churning effects due to the rotation of the shafts.
Elements for stiffening the crankcase in the region of the crankcase apron are also known from DE 39 11 014 A1 or EP 0 515 773 A1. These elements, which are usually referred to as lead frames, are mostly designed as separate components and have the task of increasing the bending and torsional rigidity of the crankcase.
The object of the invention is to achieve a high structural rigidity of the crankcase in an internal combustion engine of the type mentioned at the beginning, to reduce churning effects due to the balancer shafts and to keep the manufacturing and assembly expenditure and the space requirement as small as possible.
This is achieved according to the invention in that at least one preferably cylindrical cavity is formed per balancer shaft, the cavities being separated from one another and the inner circumferential surfaces of the cavities at least predominantly enclosing the balancer shafts in the area of the balancing masses. This significantly reduces splashing of the leveling compounds in the oil bath. The cavities also have a structural stiffening effect. In the case of several balancing masses per balancing shaft, it is particularly advantageous if one cavity is provided for each balancing mass and each balancing mass is arranged in its own cavity which is separate from the other cavities.
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In a very simple embodiment variant of the invention, it is provided that the lateral surfaces have oil escape openings, which are preferably arranged in a lateral upper region of the cavities. This ensures that any lubricating oil that may enter the cylindrical cavities - for example, when the engine is not running - is thrown out of the cavities within a short time when the balancer shafts are rotated, so that the balancing masses no longer in during the remaining engine operation immerse the lubricating oil. This has the advantage that complex sealing of the cavities can be dispensed with and at the same time adequate lubrication of the balancer shaft bearings is ensured.
In a very simple and structurally rigid embodiment it is provided that an oil return opening is provided between the crankshaft chamber and the oil chamber in a region between the two balancer shafts, the oil return opening preferably being arranged at the deepest point on the upper side of the supporting part. The oil flowing back from the cylinders is thus collected in the area of the engine longitudinal plane and flows back into the oil pan between the cavities of the two balancer shafts.
In an embodiment of the invention it can further be provided that a compensating molded part with a lower mass than the compensating masses is attached to the compensating shafts in the region of the compensating masses in such a way that an approximately circular-cylindrical shape is produced in the region of the compensating masses. There is therefore only a small annular gap between the compensating molded parts or the compensating masses and the lateral surfaces of the cavities, which on the one hand keeps the amount of oil penetrating into the cavities as small as possible and on the other hand mixes the residual oil remaining in the oil cavities with air and to prevent the oil from emulsifying. The compensating molded parts can consist of light metal or a heat-resistant plastic and can be detachably or non-detachably connected to the compensating shafts.
Furthermore, it can be provided that the compensating molded parts have a sleeve which is pushed coaxially onto the compensating shaft. In a particularly robust design, the compensating molded part forms a solid cylinder together with the compensating mass.
In an embodiment according to the invention, in which the balance shafts are connected to one another via meshing gear wheels so that the first drive shaft drives the second drive shaft, it is provided that the two gear wheels at one end of the balance shafts, preferably at the the end face of the supporting part facing away from the drive wheel. This enables simple manufacturing. Another advantage of this design is that the gearwheels can be arranged in a gearwheel housing which is separate from the cavities and the oil chamber, in order to prevent the oil from emulsifying due to the immersion of the gearwheels in the oil. Since the gears are arranged at the ends of the balancer shafts, simple sealing measures can prevent oil from penetrating into the
Gear housing can be prevented.
The gear housing can very easily at least
Part be formed by a housing cover attached to the support part.
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It is possible to design the support part in one piece and to design the bearings for the balancer shafts as tunnel bearings. However, it is simpler to design the support part in several parts and to divide it into an upper part and a lower part in the area of a plane formed by the axes of the balancer shafts.
The invention is explained in more detail below with reference to the figures.
1 shows a section through an engine block with the support part according to the invention, FIG. 2 shows an oblique view of the support part from above, FIG. 3 shows an oblique view of the support part from below, FIG. 4 shows a plan view of the support part, and FIG. 5 shows a longitudinal section 4, FIG. 6 shows a longitudinal section through the supporting part according to the line VI-VI in FIG. 4, FIG. 7 shows a section through the supporting part according to the line VII-VII in FIG. 5 8 shows a section through the support part according to line VIII-VIII in FIG. 4, FIG. 9 shows a section through the support part according to line IX-IX in FIG. 4 and FIG. 10 shows a section through the support part according to FIG the line XX in FIG. 4.
On the underside of the crankcase 1 of an internal combustion engine, the support part 2 is fastened by means of screws 27. Reference number 3 denotes a crankshaft mounted in the crankcase 1, which is driven by pistons 4 and connecting rods 5 of a plurality of cylinders 6.
The balance shafts 7 and 8 are rotatably supported in the support part 2, the bearings of the balance shafts 7, 8 supplied with lubricating oil via bores 7b, 8b in the balance shafts 7, 8 being designated 9a, 9b, 9c, 9d and 10a, 10b, 10c are. In the example, each balancing shaft 7,8 has two balancing weights 11, 12 and 13, 14. Of course, more or fewer balancing weights per balancing shaft 7,8 are also possible.
Each balancing mass 11, 12, 13, 14 is arranged in a cylindrical cavity 15, 16, 17 and 18 of the supporting part 2, the cavities 15, 16, 17, 18 being separated from one another. The leveling compounds 11, 12, 13 and 14 are completely surrounded by the lateral surfaces 15a, 16a, 17a and 18a of the cavities 15, 16, 17 and 18 except for oil escape openings 19, 20 (FIG. 8). The oil leakage openings 19, 20 are arranged in an upper, lateral area of the cavities 15, 16, 17 and 18 and are connected to the oil space 24a via dome-like collecting spaces 19a, 20a and outlet openings 19b, 20b, which are somewhat lower than the oil leakage openings 19, 20 are arranged.
The oil escape openings 19, 20 ensure that cavities 15,
16, 17, 18 penetrating lubricating oil is thrown out of the cavities 15, 16, 17, 18 after a few revolutions of the balance shafts 7, 8 through the balance masses 11, 12, 13, 14. Due to the dome-shaped collecting spaces 19a, 20a and the outlet openings 19b, 20b lying somewhat lower than the oil escape openings 19, 20, the inflow of oil from the oil space 24a into the cavities 15, 16, 17, 18 is made more difficult, particularly when the engine is at a standstill or prevented.
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The first balancer shaft 7 is driven by the crankshaft 3 at one end 7c of the balancer shaft 7 via a drive wheel 21 by means of a chain or belt drive 21a. To reduce oil splashing caused by the drive wheel 21 and / or the chain or belt drive 21a, a cover 21b is provided on the end face of the support part 2. The second balancer shaft 8 is driven by toothed wheels 22, 23, which are located on the ends 7d, 8d of the balancer shafts 7. 8 facing away from the drive wheel 21. The gearwheels 22, 23 are located in their own gearwheel housing 33, which is separated from the cavities 15, 16, 17, 18 and consists essentially of a housing cover 35 and partition walls 36 fastened to the support part by means of screws 34.
24 denotes an oil pan flanged to the crankcase 1, which forms the oil space 24a for the lubricating oil.
In the area of a plane 25 spanned by the axes 7a, 8a, the supporting part 2 is divided into an upper part 2a on the crankshaft side and a lower part 2b on the oil pan side. Upper part 2a and lower part 2b are firmly connected to one another by screws 26.
As can best be seen from FIGS. 2, 8 and 9, the upper side 2a ′ of the upper part 2a of the support part 2 is trough-like or funnel-shaped and sloping in the direction of the longitudinal plane 28 of the motor. In this area, the supporting part 2 has slot-like oil return openings 29, 30 between the cavities 15 and 17 or 16 and 18 of the two balancer shafts 7, 8, which allow the lubricating oil to flow back unhindered from the crankshaft chamber 31 into the oil pan 24 allow oil space 24a formed. Lateral oil return channels 37 are also integrated in the support part 2 and connect to oil return channels (not shown) in the walls of the crankcase 1 (FIGS. 4 and 10).
In order on the one hand to keep the amount of lubricating oil entering the cavities 15, 16, 17, 18 as small as possible, for example via the bearings 9a, 9b, 9c, 10b, 10c and 10d, and on the other hand to keep them in through the compensating masses 11, 12 , 13, 14 to prevent oil splashing that promotes emulsification of the oil are arranged in the area of the balancing masses 11, 12, 13, 14, balancing molded parts 38, 39, 40 and 41, which together with the balancing masses 11, 12, 13, 14 form a circular cylindrical shape. The gap between this circular cylinder and the cylindrical surfaces 15a, 16a, 17a, 18a of the cavities 15,
16.17. 18 is made as small as possible.
The compensating molded parts 38, 39, 40 and 41 consist of a lighter material than the compensating mass, for example made of light metal or heat-resistant plastic, and can be detachable - for example by screwing - or non-detachable - for example by casting - with the compensating shafts 7,8 be connected. In the example shown in the figures, the compensating molded parts 38, 39, 40, 41 are essentially formed by sleeves 38a, 39a, 40a and 41a, which on the compensating shafts
7,8 and the balancing masses 11, 12, 13, 14 are pushed on. In addition, the space between the sleeves 38a, 39a, 40a, 41a and the compensating masses 11, 12, 13, 14, for example
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be poured out with plastic so that together with the balancing masses 11, 12, 13, 14 a solid solid cylinder is created.
In addition to the stiffening function for the crankcase 1, the supporting part 2 also fulfills the task of supporting the balance shafts 7, 8. Auxiliary units, such as an oil pump, not shown, can be attached to additional flange surfaces 32. To fulfill the structural stiffening function of the support part 2, it extends at least over the majority of the length of the crankcase 1, wherein the support part 2 can be flanged to the crankcase 1 either separately or together with the oil pan 24.