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Die Erfindung betrifft eine Antriebsvorrichtung mit einem vorzugsweise als Zweitakt-Grossdiesel- motor ausgebildeten Motor und einer von der Kurbelwelle des Motors abgehenden, zu einem angetriebenen Aggregat führenden Wellenleitung, insbesondere für Wasserfahrzeuge mit einer über die Wellenleitung mittels des Motors antreibbaren Rotoranordnung, wobei dem aus der Kur- belwelle und der Wellenleitung bestehenden Wellenzug wenigstens eine gegen Drehschwingungen wirksame, im vom Motor wegführenden Bereich angeordnete Dämpfungseinrichtung zugeordnet ist, die wenigstens zwei unter Einwirkung auf ein Dämpfungsmittel begrenzt in Umfangsrichtung gegeneinander bewegbare Elemente aufweist.
Die Erfahrung mit Schiffsantrieben hat gezeigt, dass es innerhalb eines bestimmten Drehzahl- bereichs zu Resonanzen zwischen den Drehschwingungen der Kurbelwelle und der Rotoranord- nung kommen kann, was zu einer Überbeanspruchung und Bruchgefährdung der Wellenleitung führen kann. Es ist daher erforderlich, den genannten Drehzahlbereich für den Betrieb zu sperren.
Eine ähnliche Problematik kann sich auch im Zusammenhang mit anderen, über eine längere
Wellenleitung angetriebenen Aggregaten ergeben.
Die DE-PS 909 874 zeigt eine Schiffsantriebvorrichtung eingangs erwähnter Art.
Bei dieser bekannten Anordnung sind die Kurbelwelle und die zur Rotoranordnung führende
Wellenleitung mittels einer ein- und ausrückbaren Klauenkupplung miteinander kuppelbar. Der aus
Kurbelwelle und Wellenleitung bestehende Wellenzug ist dementsprechend nicht durchgehend ausgebildet und kann daher auch keine Axialkräfte übertragen. Es ist daher erforderlich, irgendwo zwischen der Klauenkupplung und der Rotoranordnung ein Axiallager vorzusehen.
Das der Kurbelwelle zugeordnete Kupplungselement der oben genannten Klauenkupplung be- steht aus einer auf die Kurbelwelle aufgekeilten Nabe und einem diese umfassenden Ring, der über Hülsenfederpakete drehelastisch mit der Nabe verbunden ist. Der genannte Ring ist dabei als
Schwungmasse ausgebildet, deren Masse den Schwingungsverhältnissen der bei abgekuppeltem
Rotor noch verbleibenden Restanlage, im konkreten Fall einer mit dem rotorfernen Ende der Kur- belwelle gekuppelten Netzwinde, angepasst sein soll. Zur Veränderung der Eigenfrequenz der
Klauenkupplung ist der genannte Ring gegen einen leichteren oder schwereren Ring auswechsel- bar.
Sofern die Klauenkupplung der bekannten Anordnung eingerückt ist, soll sie als drehelastische oder schwingungsmindernde Kupplung für die Gesamtanlage wirken. Auch hierbei ergibt sich eine Federanordnung mit einer mit der Kurbelwelle verbundenen Schwungmasse. Auch hierbei kann die Eigenfrequenz des gesamten Schwingungssystems nur durch Veränderung der Schwungmasse, also nur durch Austausch des Rings geändert werden. Auch hierbei ergeben sich daher die oben bereits geschilderten Nachteile. Hinzu kommt, dass in Folge der hier vorgeschriebenen Abstimmung der Schwungmasse auf die Restanlage bezüglich der Gesamtanlage, d. h. bei eingerückter Klauen- kupplung, nur eine sehr beschränkte schwingungsmindernde, d. h. dämpfende Wirkung erzielbar ist.
Hiervon ausgehend ist es daher die Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine Antriebsvorrich- tung eingangs erwähnter Art mit einfachen und kostengünstigen Mitteln so zu verbessern, dass der volle Drehzahlbereich des Motors als Betriebsbereich nutzbar ist.
Diese Aufgabe wird erfindungsgemäss gelöst, dass der Wellenzug durchgehend ausgebildet ist und dass die gegeneinander bewegbaren Elemente jeder Dämpfungseinrichtung vom durchgehen- den Wellenzug durchgriffen und durch eine radial ausserhalb des durchgehenden Wellenzugs angeordnete Verbindungseinrichtung mit voneinander beabstandeten Bereichen des durchgehen- den Wellenzugs drehschlüssig verbunden sind.
Mit diesen Massnahmen lassen sich die eingangs geschilderten Nachteile vollständig vermei- den. Die Dämpfungseinrichtung nutzt in vorteilhafter Weise die zwischen zwei voneinander beabstandeten Flanschanordnungen sich ergebende gegenseitige Verdrehung aus. Eine grosse Schwungmasse ist dabei in vorteilhafter Weise nicht erforderlich. Die erfindungsgemässe Dämp- fungseinrichtung kann auch ohne weiteres so dimensioniert werden, dass Resonanzerscheinungen vollständig unterdrückt werden. Dadurch, dass die Dämpfungseinrichtung praktisch radial ausserhalb der Wellenleitung angeordnet ist und diese nicht unterbricht, können von dieser Druckkräfte über- tragen werden, so dass trotz der auf der Abtriebsseite des Motors angeordneten Dämpfungseinrich- tung die Wellenleitung kein motorfernes Axiallager benötigt.
Vielmehr reicht das kurbelwellenseitig ohnehin vorgesehene Axiallager aus, was eine einfache Bauweise gewährleistet.
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Vorteilhafte Ausgestaltungen und zweckmässige Fortbildungen der übergeordneten Massnah- men sind in den Unteransprüchen angegeben.
So können zweckmässig die den Enden der Wellenleitung zugeordneten Flanschanordnungen mit jeweils einem Dämpfungselement verbunden sein. Hierbei ergibt sich ein vergleichsweise grosser axialer Abstand der in die Dämpfungseinrichtung integrierten Flanschanordnungen und damit ein vergleichsweise grosser Verdrehwinkel, was eine besonders zuverlässige Dämpfung ermöglicht.
Eine weitere vorteilhafte Massnahme kann darin bestehen, dass wenigstens ein Dämpfungsele- ment wenigstens einer Dämpfungseinrichtung mittels einer von der Wellenleitung durchgriffenen
Hohlwellenanordnung mit der zugeordneten Flanschanordnungen verbunden ist. Diese Massnahme gewährleistet in vorteilhafter Weise einen drehsteifen Anschluss der Teile der Dämpfungseinrich- tung an die jeweils zugeordnete Flanschanordnung und ermöglicht gleichzeitig in vorteilhafter
Weise einen ausreichenden Biegefreiheitsgrad für die Wellenleitung.
Zweckmässig kann wenigstens eine Dämpfungseinrichtung im Bereich einer Flanschanordnung vorgesehen sein, an die das zugeordnete Dämpfungselement direkt angesetzt ist. Hierbei ist es in vorteilhafter Weise möglich, die Dämpfungseinrichtung in einen Anschlussflansch der Hohlwellen- anordnung zu integrieren, was eine besonders kompakte Bauweise ergibt.
Vorteilhaft kann wenigstens eine Dämpfungseinrichtung ein Tellerrad und ein mit diesem unter Zwischenschaltung eines Dämpfungsmittels zusammenwirkendes, als das Tellerrad aufnehmende
Kapsel ausgebildetes Gegentellerrad aufweisen. Als Dämpfungsmittel kann hierbei in vorteilhafter Weise O1 Verwendung finden, das über enge, einen hohen Strömungswiderstand bietende Spalte verdrängt wird. Hierbei ergibt sich daher ein besonders verschleissarmer Betrieb. Zweckmässig kann die Dämpfungseinrichtung dabei im Bereich eines mit O1 versorgbaren Maschinenteils angeordnet sein, so dass dessen Ölversorgung zur Ölversorgung der Dämpfungseinrichtung herangezogen werden kann. Je höher der Öldruck ist, desto kompakter kann die Bauweise der Dämpfungseinrich- tung sein.
Zweckmässig wird die Anordnung daher so gewählt, dass ein hoher Öldruck zur Verfü- gung steht, so dass eine kompakte und damit kostengünstige Bauweise möglich ist.
Eine weitere vorteilhafte Massnahme kann darin bestehen, dass die Hohlwellenanordnung zu- mindest eine biegeelastische Kupplung aufweist. Hierdurch wird sichergestellt, dass die die Wellen- leitung umfassende Hohlwellenanordnung eine Biegung der Wellenleitung nicht behindert, wodurch Zwangskräfte ausgeschlossen sind.
In weiterer Fortbildung der übergeordneten Massnahmen kann der Wellenleitung ein Stützlager zugeordnet sein, wobei ein die Wellen leitung umfassender, von einen grösseren Durchmesser aufweisenden Abschnitten der Hohlwellenanordnung flankierter Rohrstutzen vorgesehen ist. Dieser kann bei durchgehender Hohlwellenanordnung mit im Bereich eines Endes der Hohlwellenanord- nung vorgesehener Dämpfungseinrichtung als Lagerstutzen für die Wellenleitung fungieren und durch Flansche mit den einen grösseren Durchmesser aufweisenden Abschnitten der Hohlwellen- anordnung verbunden sein. Diese Massnahmen ergeben in vorteilhafter Weise trotz durchgehender Hohlwellenanordnung einen vergleichsweise kleinen Durchmesser der Lagerbohrung und gewähr- leisten damit günstige Herstellungskosten.
Gemäss einer anderen Fortbildung kann der Rohrstutzen auf die Wellen leitung aufgeschrumpft und als Träger einer Zwillingsanordnung von zwei das Stützlager flankierenden Dämpfungs- elementen ausgebildet sein, die mit über einen jeweils zugeordneten Abschnitt der Hohlwellenan- ordnung mit einer Flanschanordnung verbundenen Dämpfungselementen jeweils eine Dämpfungs- einrichtung bilden. Hierbei ergeben sich in vorteilhafter Weise zwei das Stützlager flankierende Dämpfungseinrichtungen. Diese kommen daher mit einem vergleichsweise kleinen Durchmesser aus.
Weitere vorteilhafte Ausgestaltungen und zweckmässige Fortbildungen der übergeordneten Massnahmen sind in den restlichen Unteransprüchen angegeben und aus der nachstehenden Beispielsbeschreibung anhand der Zeichnung entnehmbar.
In der nachstehend beschriebenen Zeichnung zeigen:
Figur 1 eine schematische Ansicht eines erfindungsgemässen Schiffsantriebs mit einer Dämp- fungseinrichtung
Figur 2 die Wellen leitung der Anordnung gemäss Figur 1 mit zugeordneter Dämpfungseinrich- tung in gegenüber Figur 1 vergrösserter Darstellung
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Figur 3 einen Schnitt entlang der Linie 111/111 in Figur 2,
Figur 4 einen Schnitt entlang der Linie IV/IV in Figur 3
Figur 5 eine vergrösserte Darstellung der Einzelheit V in Figur 3 und
Figur 6 ein weiteres Beispiel in Figur 2 entsprechender Darstellung.
Das der Figur 1 zugrundeliegende Schiff 1, bei dem es sich um ein Grossraumschiff, wie ein
Frachtschiff etc., handeln kann, ist mit einem heckseitig angeordneten Propeller 2 versehen, der mittels eines in einem von den Laderäumen abgeschotteten Maschinenraum 3 aufgestellten Mo- tors 4 antreibbar ist. Bei diesem kann es sich um einen grossen Zweitakt-Dieselmotor handeln. Der
Motor 4 besitzt eine Kurbelwelle 5.
Der Propeller 2 ist auf dem äusseren Ende einer heckseitig aus dem Maschinenraum 3 herausgeführten, die Schiffswandung durchsetzenden Propellerwelle 6 aufgenommen. Der Motor 4 ist so angeordnet, dass die Abtriebsseite seiner Kurbelwelle 5 mit der Rotorwelle 6 fluchtet. Diese endet innerhalb des Maschinenraums 3 allerdings wandnah, so dass sich ein grösserer Abstand zum
Motor 4 ergibt, der durch eine Wellenleitung 7, hier in Form einer durchgehenden Transmissions- welle, überbrückt ist. Diese ist mit ihren Enden an die Kurbelwelle 5 und die Propellerwelle 6 ange- flanscht, wie durch die Flanschanordnungen 8,9 gezeigt wird.
Die vom Rotor erzeugten Axialkräfte werden über die Rotorwelle 6 und die Wellenleitung 7 auf die Kurbelwelle 5 übertragen, der ein Axiallager zugeordnet ist, über das die Axialkräfte auf das
Gestell des Motors 4 übertragen werden. Im Bereich der Rotorwelle 6 und der Wellenleitung 7 werden keine Axiallager benötigt. Der Durchmesser der die Wellenleitung 7 bildenden Transmissi- onswelle ist kleiner als der Durchmesser der Kurbelwelle 5 und der Rotorwelle 6. Zur Vermeidung von Durchhang der die Wellenleitung 7 bildenden Transmissionswelle ist ein von dieser durchgrif- fenes Stützlager 10 vorgesehen.
Der Wellenleitung 7 ist wenigstens eine gegen Drehschwingungen wirksame Dämpfungsein- richtung 12 zugeordnet. Diese enthält zwei in gegenseitigem Eingriff stehende Ringelemente 13,
14 die unter Einwirkung auf ein trockenes oder flüssiges Dämpfungsmittel begrenzt gegeneinander verdrehbar sind. Die Ringelemente 13,14 sind radial ausserhalb der Wellenleitung 7 angeordnet, werden von dieser also zentral durchgriffen. Auf die Ringelemente 13,14 werden die gegenseiti- gen Verdrehwinkel von in Achsrichtung voneinander beabstandeten Bereichen der Wellenleitung 7 übertragen.
Hierzu ist eine aus steifem Material bestehende und daher im Belastungsfall keine oder praktisch nur eine sehr kleine eigene Verdrillung aufweisende, von der Wellenleitung 7 durch- griffene Hohlwellenanordnung 11vorgesehen, die mit ihren Enden mit möglichst weit voneinander beabstandeten Bereichen der Wellenleitung 7 verbunden ist und die Dämpfungseinrichtung 12 enthält. Zweckmässig erstreckt sich die Hohlwellenanordnung 11 von der motornahen Flanschan- ordnung 8 bis zur motorfernen Flanschanordnung 9.
Im dem Figur 1 und 2 zugrunde liegenden Beispiel ist die Dämpfungseinrichtung 12 im Bereich des motornahen Endes der Hohlwellenanordnung 11angeordnet. Diese ist einerseits über einen zugehörigen Anschlussflansch mit der motorfernen Flanschanordnung 9 verbunden und anderer- seits über die Dämpfungseinrichtung 12 an der motornahen Flanschanordnung 8 abgestützt. Das eine Ringelement 13 der Dämpfungseinrichtung 12 ist dabei starr mit dem benachbarten Abschnitt der Hohlwellenanordnung 11 verbunden, z.B. an diesen angeformt. Das andere Ringelement 14, das hier das Ringelement 13 kapselförmig aufnimmt, ist über einen Anschlussflansch an die motor- nahe Flanschanordnung 8 angeflanscht.
Die Hohlwellenanordnung 11 kann als die Wellenleitung 7 mit Abstand umfassendes Rohr ausgebildet sein. Infolge grossen Durchmessers ergibt sich eine hohe Formsteifigkeit. Im dargestell- ten Beispiel besteht die Hohlwellenanordnung aus mehreren, einen unterschiedlichen Durchmes- ser aufweisenden Abschnitten, die aneinander angesetzt sind, wobei in den Anschlussbereichen elastische Kupplungen 16 vorgesehen sein können, die der Wellenleitung 7 ausreichendem Biege- freiheitsgrad verleihen.
Im Bereich des Stützlagers 10 ist der Durchmesser der Hohlwellenanordnung 11 gegenüber den übrigen Bereichen so reduziert, dass sich ein die die Wellenleitung 7 bildende Transmissions- welle tragender Lagerstutzen 15 ergibt, der seinerseits im Stützlager 10 gelagert ist, das somit eine vergleichsweise kleine Lagerbohrung benötigt. Der Lagerstutzen 15 ist durch Verbindungsflansche mit ihn flankierenden, einen wesentlich grösseren Durchmesser aufweisenden Abschnitten der Hohlwellenanordnung 11 verbunden. Der das Stützlager 10 motorseitig flankierende Abschnitt der
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Hohlwellenanordnung 11 ist über einen Verbindungsflansch mit einem einen noch grösseren
Durchmesser aufweisenden, das Ringelement 13 der Dämpfungseinrichtung 12 tragenden Ab- schnitt verbunden.
Im Bereich der Verbindungsflansche an den Enden der das Stützlager 10 flankierenden Abschnitte der Hohlwellenanordnung 11 sind zweckmässig die biegeelastischen
Kupplungen 16 vorgesehen.
Das eine, hier an den motorseitigen Abschnitt der Hohlwellenanordnung 11angesetzte Ring- element 13 der Dämpfungseinrichtung 12 ist, wie die Figuren 3 und 4 zeigen, nach Art eines beid- seitig verzahnten, scheibenförmigen Tellerrads ausgebildet. Das andere, hier mit der Flanschan- ordnung 8 verbundene Ringelement 14 besteht, wie am besten aus Figur 4 erkennbar ist, aus zwei das beidseitig verzahnte Ringelement 13 zwischen sich aufnehmenden Teilen 14a, 14b, die im
Bereich der einander zugewandten Seiten ebenfalls nach Art eines Tellerrads verzahnt sind.
Die beiden Teile 14a, 14b des Ringelements 14 begrenzen zwischen sich einen Aufnahme- raum 17 für das Ringelement 13, wobei die einander jeweils zugewandten Verzahnungen in ge- genseitigen Eingriff kommen. Das Ringelement 14 bildet dementsprechend eine das Ringelement
13 aufnehmende Kapsel. Die Flanken des Aufnahmeraums 17 sind dabei mit einer der Aussenver- zahnung des Ringelements 13 zugeordneten Innenverzahnung versehen.
Das mit der Flanschanordnung 8 zwischen Kurbelwelle 5 und Wellenleitung 7 verbundene
Ringelement 14 der Dämpfungseinrichtung 12 ist mit einem umfangsseitig umlaufenden Zahnkranz
18 versehen, der ein an die Kurbelwelle 5 angeflanschtes Stirnrad zum Antrieb einer Steuerwelle etc. bildet. Radial innerhalb des Zahnkranzes 18 ist das Teil 14a mit einer stirnseitig aus ringförmig umlaufenden Ausnehmung zur Bildung des Aufnahmeraums 17 versehen. Dieser ist mittels des ringförmig ausgebildeten Teils 14b deckelartig verschliessbar.
Die beiden Teile 14a, b sind, wie aus Figuren 2 und 3 ersichtlich ist, durch radial äussere und innere Stifte 19,20 zur Bildung des einen Ringelements 14 der Dämpfungseinrichtung 12 mitein- ander verbunden. Die inneren Stifte 20 durchgreifen dabei auch das andere Ringelement 13 der
Dämpfungseinrichtung 12. Um eine begrenzte gegenseitige Beweglichkeit des Ringelements 13 gegenüber dem Ringelement 14 zu gewährleisten, ist das Ringelement 13, wie am besten aus
Figur 5 erkennbar ist, mit den Stiften 20 zugeordneten Langlöchern 21 versehen.
Die tellerradartige Verzahnung der Teile 14a, b des Ringelements 14 und des Ringelements 13 ist, wie am besten aus Figur 4 erkennbar ist, so ausgebildet, dass die Zähne in Umfangsrichtung gegenseitiges Spiel besitzen, so dass sich Kammern 22 ergeben. In axialer Richtung liegen die Zähne ohne nennenswerten Abstand aneinander an, so dass sich nur Spalte 23 mit vergleichsweise kleiner lichter Weite ergeben. Alle Zwischenräume zwischen den Verzahnungen sind hier mit als Dämpfungsmittel fungierendem Öl gefüllt, das im Falle gegenläufiger Drehbewegungen der Ring- elemente 13,14 über die engen Spalte 23 verdrängt wird, die einen grossen Strömungswiderstand darstellen und damit eine gute Dämpfungswirkung ergeben.
Die Dämpfungseinrichtung 12 arbeitet hier dementsprechend mit einem flüssigen Dämpfungs- mittel. Selbstverständlich wäre auch die Verwendung eines nicht flüssigen Dämpfungsmittels möglich. Die Dämpfungseinrichtung 12 wird permanent mit Drucköl versorgt, so dass Leckverluste ausgeglichen werden. Hierzu ist die Dämpfungseinrichtung 12 über eine durch eine unterbrochene Linie angedeutete Versorgungsleitung 24, die als Barungssystem ausgebildet sein kann, an eine geeignete Versorgungseinrichtung angeschlossen.
Je höher der Öldruck ist, umso kompakter kann die Bauweise der Dämpfungseinrichtung sein und umgekehrt. Zweckmässig kann die Dämpfungseinrichtung 12 an das dem Motor 4 sowieso zugeordnete Schmierölsystem angeschlossen sein. Die Versorgungsleitung 24 ist dabei einfach als zur Dämpfungseinrichtung 12 führende Stichleitung des Schmierölsystems ausgebildet. Zweckmä- #ig erweist es sich in diesem Zusammenhang wenn sich in der Nähe der Dämpfungseinrichtung 12 ein mit Schmieröl zu versorgendes Maschinenteil befindet, so dass die notwendige Stichleitung kurz ist. Im vorliegenden Fall kann die der Dämpfungseinrichtung 12 zugeordnete Versorgungsleitung 24 von dem dem nicht gezeichneten Axialdrucklager der Kurbelwelle 5 zugeordneten Versor- gungsstrang abzweigen.
Zweckmässig ist in der Versorgungsleitung 24 ein Rückschlagventil 25 vorgesehen, so dass über die Versorgungsleitung 24 kein O1 entweichen kann.
Im Falle von Drehschwingungen im Bereich des durch die Kurbelwelle 5 und die Wellenleitung 7 gebildeten Wellenzugs werden die voneinander beabstandeten Flanschanordnungen 8,9 gegen- einander verdreht, wobei sich in Folge des grossen Abstands vergleichsweise grosse Drehwinkel
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ergeben. Diese werden auf die beiden Elemente 13,14 der Dämpfungseinrichtung 12 übertragen, die somit in der gleichen Weise gegeneinander verdreht werden, wobei das über die Spalte 23 verdrängte O1 eine gute Dämpfungswirkung erzeugt. Resonanzerscheinungen zwischen im Bereich der Kurbelwelle 5 entstehenden Drehschwingungen und im Bereich der aus Rotor 2 und der Rotor- welle 6 bestehenden Rotoranordnung entstehenden Drehschwingungen lassen sich hierbei unter- drücken.
Durchbiegungen der Wellenleitung 7 sind möglich, da die Hohlwellenanordnung 11 mit den biegeelastischen Kupplungen 16 versehen ist.
Der Figur 6 liegt derselbe Schiffsantrieb zugrunde wie den Figuren 1 und 2. Lediglich hinsicht- lich der Anordnung der Dämpfungseinrichtung bestehen Unterschiede, auf die nachstehend einge- gangen wird, wobei für gleichbleibende Teile gleiche Bezugsziffern Verwendung finden.
Bei der Anordnung gemäss Figur 6 sind zwei das Sützlager 10 flankierende Dämpfungseinrich- tungen 12 vorgesehen, deren Aufbau und Wirkungsweise der anhand der Figuren 3 - 5 beschrie- benen Anordnung entspricht. Anstelle des in Figur 2 vorgesehenen, gegenüber der Wellenleitung 7 losen Lagerstutzens 15 ist in Figur 6 ein auf der Wellenleitung befestigter, z. B. auf diese aufge- schrumpfter Rohrstutzen 15a vorgesehen. Die Hohiwellenanordnung besteht hier aus zwei das Stützlager 10 flankierenden Hohlwellenabschnitten 11a, die mit ihren voneinander abgewandten
Enden über Verbindungsflansche, die mit biegeelastischen Kupplungen 16 versehen sind, an die Flanschanordnung 8 bzw. 9 angeflanscht sind und die mit ihren einander zugewandten Enden über eine jeweils zugeordnete Dämpfungseinrichtung 11a auf dem Rohrstutzen 15a abgestützt sind.
Dieser trägt an seinen Enden den Ringelementen 13 entsprechende Ringelemente, so dass sich eine Zwillingsanordnung mit zwei durch den auf die Wellenleitung 7 aufgeschrumpften Rohrstutzen 15a mit einander verbundenen Ringelementen 13 ergibt. Der Rohrstutzen 15a fungiert somit als Träger der genannten Zwillingsanordnung. Die mit den Ringelementen 13 jeweils zusammenwir- kenden, diese einkapselnden Ringelemente 14 sind an die betreffenden Enden der Hohlwellenab- schnitte 11a angesetzt bzw. angeformt. Die beiden Dämpfungseinrichtungen 11a können hier vom benachbarten Stützlager 10 aus mit Drucköl versorgt werden, wie durch eine gestrichelt dargestell- te, mit einem Rückschlagventil versehene Versorgungsleitung 24 angedeutet ist. Die in Figur 6 gezeigte Doppelanordnung von zwei Dämpfungseinrichtungen ergibt einen besonders guten Dämpfungseffekt.
Zudem ergibt sich eine sehr kompakte und damit kostengünstige Bauweise.
Vorstehend sind zwar einige Ausführungsbeispiele der Erfindung näher erläutert ohne dass je- doch hiermit eine Beschränkung verbunden sein soll. So wäre es beispielsweise ohne weiteres möglich, die beiden Anordnungen gemäss Figur 2 und 6 gleichzeitig zur Anwendung zu bringen.
Ebenso wäre es denkbar, die Dämpfungseinrichtung 12 nicht wie in Figur 2 am Ende der Hohlwel- lenanordnung 11 vorzusehen, sondern in einem Bereich zwischen den beiden Enden, wodurch die Hohlwellenanordnung in mehrere Abschnitte unterteilt wird. Eine derartige Anordnung ergäbe sich, wenn z.B. bei der Anordnung gemäss Figur 2 der Lagerstutzen 15 ähnlich wie in Figur 6 über eine Dämpfungseinrichtung mit dem benachbarten Abschnitt der Hohlwellenanordnung 11verbunden würde.
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The invention relates to a drive device with a preferably designed as a two-stroke large diesel engine and an outgoing from the crankshaft of the engine, leading to a driven unit shaft line, in particular for watercraft with a rotor arrangement which can be driven via the shaft line by means of the engine, the resulting from the The crankshaft and the shaft line consisting of at least one damping device which is effective against torsional vibrations and is arranged in the area leading away from the engine and which has at least two elements which can be moved in the circumferential direction to a limited extent under the action of a damping means.
Experience with ship propulsion systems has shown that there can be resonances between the torsional vibrations of the crankshaft and the rotor arrangement within a certain speed range, which can lead to overstressing and risk of breakage of the shaft line. It is therefore necessary to block the specified speed range for operation.
A similar problem can also arise in connection with others, over a longer period
Waveguide driven units result.
DE-PS 909 874 shows a ship propulsion device of the type mentioned at the beginning.
In this known arrangement, the crankshaft and the one leading to the rotor arrangement
The shaft line can be coupled to one another by means of an engaging and disengaging claw coupling. The one out
Accordingly, the existing shaft train of the crankshaft and shaft line is not continuous and therefore cannot transmit any axial forces. It is therefore necessary to provide an axial bearing somewhere between the dog clutch and the rotor assembly.
The clutch element of the above-mentioned claw clutch, which is assigned to the crankshaft, consists of a hub wedged onto the crankshaft and a ring which surrounds it and is connected to the hub in a torsionally elastic manner via sleeve spring assemblies. The ring mentioned is as
Flywheel mass formed, the mass of the vibration conditions of the uncoupled
The remaining system still remaining in the rotor, in the specific case of a network winch coupled to the end of the crankshaft remote from the rotor, should be adapted. To change the natural frequency of the
The claw coupling can be exchanged for a lighter or heavier ring.
If the claw coupling of the known arrangement is engaged, it should act as a torsionally flexible or vibration-reducing coupling for the entire system. This also results in a spring arrangement with a flywheel connected to the crankshaft. Here, too, the natural frequency of the entire vibration system can only be changed by changing the flywheel mass, ie only by exchanging the ring. This also gives rise to the disadvantages described above. In addition, as a result of the coordination of the flywheel with the rest of the system as prescribed here with respect to the overall system, i. H. with the claw clutch engaged, only a very limited vibration-reducing, d. H. damping effect can be achieved.
Proceeding from this, it is therefore the object of the present invention to improve a drive device of the type mentioned at the beginning with simple and inexpensive means so that the full speed range of the engine can be used as the operating range.
This object is achieved according to the invention in that the wave train is continuous and that the mutually movable elements of each damping device are penetrated by the continuous wave train and are connected in a rotationally locking manner to regions of the continuous wave train which are spaced apart from one another by a connection device arranged radially outside the continuous wave train.
With these measures, the disadvantages described at the beginning can be completely avoided. The damping device advantageously makes use of the mutual rotation resulting between two spaced-apart flange arrangements. A large flywheel is advantageously not required. The damping device according to the invention can also easily be dimensioned such that resonance phenomena are completely suppressed. Because the damping device is arranged practically radially outside the shaft line and does not interrupt it, pressure forces can be transmitted from it, so that despite the damping device arranged on the output side of the motor, the shaft line does not require an axial bearing remote from the motor.
Rather, the axial bearing provided on the crankshaft side is sufficient, which ensures a simple construction.
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Advantageous refinements and appropriate further training of the higher-level measures are specified in the subclaims.
For example, the flange arrangements associated with the ends of the shaft line can be expediently connected to a damping element. This results in a comparatively large axial distance between the flange arrangements integrated in the damping device and thus a comparatively large angle of rotation, which enables particularly reliable damping.
A further advantageous measure can consist in the fact that at least one damping element of at least one damping device is penetrated by the waveguide
Hollow shaft arrangement is connected to the associated flange arrangements. This measure advantageously ensures a torsionally rigid connection of the parts of the damping device to the respectively assigned flange arrangement and at the same time advantageously enables
A sufficient degree of freedom of bending for the waveguide.
At least one damping device can expediently be provided in the region of a flange arrangement, to which the associated damping element is attached directly. In this case, it is advantageously possible to integrate the damping device in a connecting flange of the hollow shaft arrangement, which results in a particularly compact design.
Advantageously, at least one damping device can have a ring gear and one that interacts with it with the interposition of a damping means as the ring gear receiving it
Have capsule-shaped counter wheel. In this case, O1 can advantageously be used as a damping means, which is displaced via narrow gaps which offer a high flow resistance. This results in particularly low-wear operation. The damping device can expediently be arranged in the region of a machine part that can be supplied with O1, so that its oil supply can be used to supply the damping device with oil. The higher the oil pressure, the more compact the design of the damping device can be.
The arrangement is therefore expediently chosen so that a high oil pressure is available, so that a compact and therefore inexpensive construction is possible.
A further advantageous measure can consist in the hollow shaft arrangement having at least one flexible coupling. This ensures that the hollow shaft arrangement comprising the waveguide does not hinder bending of the waveguide, as a result of which constraining forces are excluded.
In a further development of the superordinate measures, a support bearing can be assigned to the shaft line, with a pipe socket comprising the shaft line and flanked by a larger diameter sections of the hollow shaft arrangement is provided. In the case of a continuous hollow shaft arrangement with a damping device provided in the region of one end of the hollow shaft arrangement, this can function as a bearing socket for the shaft line and be connected by flanges to the sections of the hollow shaft arrangement which have a larger diameter. In spite of the continuous hollow shaft arrangement, these measures advantageously result in a comparatively small diameter of the bearing bore and thus guarantee favorable manufacturing costs.
According to another development, the pipe socket can be shrunk onto the shaft line and can be designed as a support for a twin arrangement of two damping elements flanking the support bearing, each of which forms a damping device with damping elements connected to a flange arrangement via a respectively assigned section of the hollow shaft arrangement , This advantageously results in two damping devices flanking the support bearing. These therefore have a comparatively small diameter.
Further advantageous refinements and expedient further training of the superordinate measures are specified in the remaining subclaims and can be found in the following description of the example with reference to the drawing.
In the drawing described below:
1 shows a schematic view of a ship propulsion system according to the invention with a damping device
FIG. 2 shows the waveguide of the arrangement according to FIG. 1 with an associated damping device in an enlarged view compared to FIG. 1
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FIG. 3 shows a section along the line 111/111 in FIG. 2,
FIG. 4 shows a section along the line IV / IV in FIG. 3
Figure 5 is an enlarged view of the detail V in Figure 3 and
Figure 6 shows another example in Figure 2 corresponding representation.
The ship 1 on which FIG. 1 is based, which is a large-capacity ship, such as a
Cargo ship etc., can act, is provided with a rear-side propeller 2 which can be driven by means of a motor 4 installed in a machine room 3 which is partitioned off from the cargo holds. This can be a large two-stroke diesel engine. The
Engine 4 has a crankshaft 5.
The propeller 2 is accommodated on the outer end of a propeller shaft 6 which extends out of the engine room 3 at the stern and penetrates the ship's wall. The engine 4 is arranged so that the output side of its crankshaft 5 is aligned with the rotor shaft 6. However, this ends within the machine room 3 close to the wall, so that there is a greater distance from the
Motor 4 results, which is bridged by a wave line 7, here in the form of a continuous transmission shaft. Its ends are flanged to the crankshaft 5 and the propeller shaft 6, as shown by the flange arrangements 8, 9.
The axial forces generated by the rotor are transmitted via the rotor shaft 6 and the shaft line 7 to the crankshaft 5, to which an axial bearing is assigned, via which the axial forces act on the
Frame of the engine 4 are transmitted. No axial bearings are required in the area of the rotor shaft 6 and the shaft line 7. The diameter of the transmission shaft forming the waveguide 7 is smaller than the diameter of the crankshaft 5 and the rotor shaft 6. To prevent sagging of the transmission shaft forming the waveguide 7, a support bearing 10 penetrated by it is provided.
At least one damping device 12 effective against torsional vibrations is assigned to the shaft line 7. This contains two mutually engaging ring elements 13,
14 which can be rotated against one another to a limited extent under the action of a dry or liquid damping agent. The ring elements 13, 14 are arranged radially outside the shaft line 7, so they are penetrated centrally by the latter. The mutual angles of rotation of regions of the shaft line 7 which are spaced apart in the axial direction are transmitted to the ring elements 13, 14.
For this purpose, a hollow shaft arrangement 11 is provided which is made of rigid material and therefore has no or practically only a small twist of its own and is penetrated by the waveguide 7, the ends of which are connected to regions of the waveguide 7 which are spaced as far apart as possible and the damping device 12 contains. The hollow shaft arrangement 11 expediently extends from the flange arrangement 8 near the motor to the flange arrangement 9 remote from the motor.
In the example on which FIGS. 1 and 2 are based, the damping device 12 is arranged in the region of the end of the hollow shaft arrangement 11 near the motor. This is connected on the one hand via an associated connecting flange to the flange arrangement 9 remote from the motor and on the other hand is supported on the flange arrangement 8 near the motor via the damping device 12. The one ring element 13 of the damping device 12 is rigidly connected to the adjacent section of the hollow shaft arrangement 11, e.g. molded onto this. The other ring element 14, which here receives the ring element 13 in the form of a capsule, is flanged to the flange arrangement 8 near the motor via a connecting flange.
The hollow shaft arrangement 11 can be designed as a tube encompassing the waveguide 7 at a distance. Due to the large diameter, there is a high degree of dimensional stability. In the example shown, the hollow shaft arrangement consists of several sections with different diameters, which are attached to one another, wherein elastic couplings 16 can be provided in the connection areas, which give the waveguide 7 a sufficient degree of flexibility.
In the area of the support bearing 10, the diameter of the hollow shaft arrangement 11 is reduced compared to the other areas so that there is a bearing stub 15 which carries the transmission shaft 7 and which is in turn supported in the support bearing 10 and thus requires a comparatively small bearing bore. The bearing socket 15 is connected by connecting flanges to flanking portions of the hollow shaft arrangement 11 which have a much larger diameter. The section of the support bearing 10 flanking the motor
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Hollow shaft arrangement 11 is connected to an even larger one via a connecting flange
Connected diameter section, the ring member 13 of the damping device 12 carrying.
In the area of the connecting flanges at the ends of the sections of the hollow shaft arrangement 11 flanking the support bearing 10, the flexurally elastic ones are expedient
Couplings 16 are provided.
The one ring element 13 of the damping device 12, here attached to the motor-side section of the hollow shaft arrangement 11, is designed, as shown in FIGS. 3 and 4, in the manner of a disk-shaped ring gear toothed on both sides. The other ring element 14, which is here connected to the flange arrangement 8, consists, as can best be seen from FIG. 4, of two ring elements 13, which are toothed on both sides, between receiving parts 14a, 14b, which
Area of the sides facing each other are also toothed in the manner of a ring gear.
The two parts 14a, 14b of the ring element 14 define between them a receiving space 17 for the ring element 13, the mutually facing toothings coming into mutual engagement. The ring element 14 accordingly forms the ring element
13 receiving capsule. The flanks of the receiving space 17 are provided with an internal toothing assigned to the external toothing of the ring element 13.
That connected to the flange 8 between the crankshaft 5 and the shaft line 7
Ring element 14 of the damping device 12 is provided with a circumferential ring gear
18 provided which forms a spur gear flanged to the crankshaft 5 for driving a control shaft etc. Radially inside the ring gear 18, the part 14a is provided with an annular circumferential recess on the end face to form the receiving space 17. This can be closed like a lid by means of the annular part 14b.
As can be seen from FIGS. 2 and 3, the two parts 14a, b are connected to one another by radially outer and inner pins 19, 20 to form the one ring element 14 of the damping device 12. The inner pins 20 also pass through the other ring element 13
Damping device 12. In order to ensure a limited mutual mobility of the ring element 13 with respect to the ring element 14, the ring element 13 is, as is best, made of
FIG. 5 can be seen, provided with the elongated holes 21 assigned to the pins 20.
The ring gear-like toothing of the parts 14a, b of the ring element 14 and the ring element 13 is, as can best be seen from FIG. 4, designed in such a way that the teeth have mutual play in the circumferential direction, so that chambers 22 result. In the axial direction, the teeth lie against each other without any significant distance, so that there are only gaps 23 with a comparatively small clear width. All gaps between the toothings are filled with oil acting as a damping means, which is displaced in the case of counter-rotating movements of the ring elements 13, 14 over the narrow gaps 23, which represent a large flow resistance and thus result in a good damping effect.
Accordingly, the damping device 12 works with a liquid damping agent. Of course, the use of a non-liquid damping agent would also be possible. The damping device 12 is permanently supplied with pressure oil, so that leakage losses are compensated for. For this purpose, the damping device 12 is connected to a suitable supply device via a supply line 24 indicated by a broken line, which can be designed as a cash system.
The higher the oil pressure, the more compact the design of the damping device and vice versa. The damping device 12 can expediently be connected to the lubricating oil system assigned to the engine 4 anyway. The supply line 24 is simply designed as a branch line of the lubricating oil system leading to the damping device 12. In this context, it proves expedient if a machine part to be supplied with lubricating oil is located in the vicinity of the damping device 12, so that the necessary stub line is short. In the present case, the supply line 24 assigned to the damping device 12 can branch off from the supply line assigned to the axial pressure bearing (not shown) of the crankshaft 5.
A check valve 25 is expediently provided in the supply line 24, so that no O1 can escape via the supply line 24.
In the case of torsional vibrations in the area of the wave train formed by the crankshaft 5 and the shaft line 7, the spaced-apart flange arrangements 8, 9 are rotated relative to one another, with the large spacing resulting in comparatively large angles of rotation
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result. These are transferred to the two elements 13, 14 of the damping device 12, which are thus rotated relative to one another in the same way, the O1 displaced via the gaps 23 producing a good damping effect. Resonance phenomena between torsional vibrations occurring in the area of the crankshaft 5 and in the area of the torsional vibrations arising in the area of the rotor 2 and the rotor shaft 6 can be suppressed here.
Deflections of the waveguide 7 are possible because the hollow shaft arrangement 11 is provided with the flexible couplings 16.
FIG. 6 is based on the same ship propulsion system as in FIGS. 1 and 2. There are only differences with regard to the arrangement of the damping device, which will be discussed below, the same reference numerals being used for the same parts.
In the arrangement according to FIG. 6, two damping devices 12 flanking the support bearing 10 are provided, the structure and mode of operation of which correspond to the arrangement described with reference to FIGS. 3-5. Instead of the bearing stub 15 provided in FIG. 2, which is loose with respect to the waveguide 7, in FIG. B. provided on this shrunk pipe socket 15a. The hollow shaft arrangement here consists of two hollow shaft sections 11a flanking the support bearing 10, with their opposite sides
Ends via connecting flanges, which are provided with flexible couplings 16, are flanged to the flange arrangement 8 or 9 and are supported with their mutually facing ends by a respectively associated damping device 11a on the pipe socket 15a.
At its ends, the latter carries ring elements corresponding to the ring elements 13, so that there is a twin arrangement with two ring elements 13 connected to one another by the pipe socket 15 a shrunk onto the shaft line 7. The pipe socket 15a thus acts as a carrier of the twin arrangement mentioned. The ring elements 14, which interact with the ring elements 13 and encapsulate them, are attached or molded onto the relevant ends of the hollow shaft sections 11a. The two damping devices 11a can here be supplied with pressure oil from the adjacent support bearing 10, as indicated by a supply line 24 shown in dashed lines and provided with a check valve. The double arrangement of two damping devices shown in FIG. 6 results in a particularly good damping effect.
In addition, there is a very compact and therefore inexpensive construction.
Although some exemplary embodiments of the invention have been explained in more detail above, this is not intended to imply any limitation. For example, it would be readily possible to use the two arrangements according to FIGS. 2 and 6 simultaneously.
It would also be conceivable not to provide the damping device 12 at the end of the hollow shaft arrangement 11 as in FIG. 2, but in an area between the two ends, as a result of which the hollow shaft arrangement is divided into several sections. Such an arrangement would result if e.g. in the arrangement according to FIG. 2, the bearing socket 15 would be connected to the adjacent section of the hollow shaft arrangement 11 via a damping device in a manner similar to that in FIG.
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