DE10058885A1 - Brennkraftmaschine mit wenigstens einer Ausgleichswelle - Google Patents

Abstract

Die Erfindung betrifft eine Brennkraftmaschine mit wenigstens einer von der Kurbelwelle angetriebenen Ausgleichswelle.

Description

Die Erfindung betrifft eine Brennkraftmaschine mit wenigstens einer Ausgleichswelle.

Ausgleichswellen für Brennkraftmaschinen sind beispielsweise durch die DE- OS 196 20 233, die U.S. 4 677 948 und die U.S. 5 083 535 bekannt geworden. Derartige Ausgleichswellen dienen zum Kompensieren von freien Massenmo­ menten, insbesondere der ersten und/oder zweiten Ordnung. Derartige freie Massenmomente treten insbesondere bei Hubkolbenmotoren auf. Die Antriebsverbindung zwischen der Kurbelwelle der Brennkraftmaschine und den Ausgleichswellen erfolgt entweder unmittelbar über Zahnräder oder aber über ein endloses Antriebsmittel, wie zum Beispiel Kette oder Riemen, insbesondere Zahnriemen. Bei Antriebssystemen mit Endloskette bzw. Endlosriemen wird an der Kurbelwelle ein von dieser angetriebenes Rad vorgesehen, welches über die Endloskette bzw. den Endlosriemen mit einem an der entsprechenden Ausgleichswelle vorgesehenen angetriebenen Rad in Verbindung steht. Vorzugsweise sind diese Räder an einem Ende der entspre­ chenden Welle angeordnet.

Der moderne Motorenbau bedingt den Einsatz immer leichterer Materialien, wie insbesondere Aluminium und Magnesium für Motorblock, Zylinderköpfe sowie Kolben. Um Kraftstoff einzusparen, werden jedoch nicht nur leichtere Motoren eingesetzt, sondern darüber hinaus auch der Hubraum reduziert, wobei dies auch zu Konstruktionen führt, bei denen lediglich nur noch zwei oder drei Zylinder ver­ wendet werden. Um die notwendige Leistung zu gewährleisten, sind dann auch höhere Motordrehzahlen erforderlich. Alle diese Entwicklungstendenzen führen dazu, daß die Motoren weniger ruhig, also rauher arbeiten. Die Schwingungsdämpfung bei derartigen Motoren wird noch dadurch erschwert, daß diese einen sehr weiten Drehzahlbereich aufweisen, der von ca. 650 U/min bei Leerlauf bis ca. 7000 U/min reichen kann.

Um die von den Brennvorgängen in den Zylindern erzeugten Kolbenbe­ schleunigungen und -verzögerungen zumindest teilweise zu kompensieren, wird unter anderem an der Kurbelwelle ein sogenanntes Schwungrad, das auch als mehrteiliges Schwungrad mit integriertem Schwingungsdämpfer ausgebildet sein kann, befestigt, welches aufgrund seiner Masse die Drehungleichförmigkeit der Kurbelwelle reduziert. Da jedoch eine zu hohe Masse des Schwungrades die Drehfreudigkeit bzw. die Nervosität der Brennkraftmaschine beeinträchtigt, kann durch diese Maßnahme der Ungleichförmigkeitsgrad der Drehbewegung der Kurbelwelle lediglich verringert werden. Zudem werden infolge der in der Brennkraftmaschine erfolgenden oszillierenden, rotierenden und überlagerten Bewegungsabläufe von verschiedenen Bauteilen wie Pleuel, Kolben usw. auch noch weitere Schwingungsanregungen erzeugt, die ein Vibrieren, Kippen bzw. Verschwenken zumindest des Motors hervorrufen. Um die Schwingungen bei Brennkraftmaschinen weiter zu minimieren, hat man daher zusätzliche Massen - insbesondere in Form von rotierenden Ausgleichswellen - vorgesehen, mittels derer zumindest die freien Massenmomente erster und/oder zweiter Ordnung zumindest teilweise ausgeglichen werden können.

Derartige Ausgleichswellen werden über Antriebssysteme der eingangs genann­ ten Art angetrieben, wobei diese Antriebssysteme aufgrund der Drehungleich­ förmigkeit der Kurbelwelle erheblichen Kräftebeanspruchungen ausgesetzt wer­ den, welche insbesondere beim Auftreten bestimmter Frequenzen, welche Resonanzschwingungen erzeugen können, extrem hoch sein können. Diese Kräftebeanspruchungen können derart hoch sein, daß zumindest ein Längen des endlosen Antriebsmittels erfolgen kann, wodurch die definierte winkelmäßige Lage der Ausgleichswelle gegenüber der Kurbelwelle nicht mehr gewährleistet wird. Möglicherweise tritt auch aufgrund der hohen Beanspruchungen ein Bruch des endlosen Antriebsmittels oder der Zahnräder auf.

Der vorliegenden Erfindung lag die Aufgabe zugrunde, eine Anordnung und einen Antrieb für wenigstens eine Ausgleichswelle zu schaffen, die unzulässig hohe Beanspruchungen des Antriebssystems der Ausgleichswelle mit zum Beispiel einem endlosen Antriebsmittel, wie insbesondere Kette und/oder Riemen, verhindert. Weiterhin soll ein geringer konstruktiver Aufwand und ein geringer Raumbedarf für den Antrieb gewährleistet werden. Durch den erfindungsgemäßen Antrieb soll bei Verwendung von Riemen- bzw. Kettenspannern auch der Verschleiß an den Führungsbahnen der Spanner reduziert werden.

Gemäß der Erfindung werden diese Aufgaben zumindest in einem erheblichen Umfang dadurch gelöst, daß im Drehmomentübertragungsweg zwischen der Kurbelwelle der Brennkraftmaschine und der wenigstens einen Ausgleichswelle ein Drehschwingungsdämpfer vorgesehen ist mit wenigstens einem Eingangsteil und einem Ausgangsteil, welche entgegen von zwischen diesen vorgesehenen, das Antriebsmoment auf die Ausgleichswelle übertragenden Dämpfungsmitteln begrenzt verdrehbar sind. Die Dämpfungsmittel können dabei in vorteilhafter Weise durch Energiespeicher und/oder Reibung bzw. Hysterese erzeugende Mittel gebildet sein. Als Energiespeicher eignen sich in vorteilhafter Weise Schraubendruckfedern, insbesondere aus Stahl, Gummifedern, Schlingenfedern usw. Die Dämpfungsmittel sind vorzugsweise derart zwischen Eingangsteil und Ausgangsteil angeordnet, daß sie diese Teile in eine definierte winkelmäßige Ausgangsposition drängen bzw. bei fehlendem Drehmoment halten.

Das zwischen der Kurbelwelle und der Ausgleichswelle vorhandene Antriebssy­ stem kann in vorteilhafter Weise ein an der Kurbelwelle befestigtes Antriebsrad sowie ein an der Ausgleichswelle montiertes, angetriebenes Rad besitzen. Diese beiden Räder können entweder unmittelbar in Eingriff stehen, zum Beispiel wenn diese durch Zahnräder gebildet sind, oder aber es können zur antriebsmäßigen Verbindung dieser beiden Räder auch eine Kette oder ein Riemen - insbesondere Zahnriemen - Verwendung finden. Eine weitere Antriebsmöglichkeit besteht in der Verwendung von Zwischenrädern, insbesondere Zwischenzahnrädern.

Eine besonders platzsparende Anordnung des Drehschwingungsdämpfers be­ steht darin, diesen unmittelbar in wenigstens einem der Räder des Antriebs­ systems für die Ausgleichswelle zu integrieren. Besonders zweckmäßig kann es sein, wenn lediglich in einem dieser Räder ein Drehschwingungsdämpfer vorge­ sehen ist. Es können jedoch auch Konstruktionen zur Anwendung kommen, bei denen in wenigstens zwei Rädern ein derartiger Drehschwingungsdämpfer vor­ gesehen ist. In besonders vorteilhafter Weise kann der Drehschwingungsdämpfer in das an der Kurbelwelle befestigte Antriebsrad integriert sein, wodurch gewährleistet wird, daß die von der Kurbelwelle herrührenden Drehmomentspitzen nicht auf das Antriebsmittel, wie Kette oder Riemen, für die wenigstens eine Ausgleichswelle übertragen werden.

Da, um eine einwandfreie Funktion der wenigstens einen Ausgleichswelle zu gewährleisten, diese, bezogen auf die winkelmäßige Lage der Kurbelwelle, eine ganz bestimmte Winkelposition beziehungsweise eine ganz bestimmte Winkelphase aufweisen muß, wurde der Einsatz eines Drehschwingungsdämpfers im Antriebssystem für derartige Ausgleichswellen bisher nicht in Erwägung gezogen. Durch die erfindungsgemäße Auslegung eines für diesen Einsatzfall bestimmten Drehschwingungsdämpfers überwiegen jedoch die durch einen derartigen Drehschwingungsdämpfer erzielbaren Vorteile weitgehend die eventuell bei bestimmten Betriebsphasen der Brennkraftmaschine auftretenden, kurzzeitigen Nachteile. Für die Auslegung des Drehschwingungsdämpfers ist das für den Antrieb der wenigstens einen Ausgleichswelle erforderliche Drehmoment von besonderer Bedeutung. Aufgrund der im Antriebssystem vorhandenen verschiedenen Bewegungswiderstände, wie zum Beispiel Lagerreibung, Reibung zwischen Kette und Zahnrädern usw., ändert sich dieses erforderliche Antriebsmoment, welches im folgenden auch als Schleppmoment bezeichnet wird, in Abhängigkeit der Motordrehzahl. Bei den meisten Anwendungsfällen nimmt dieses Schleppmoment praktisch linear mit zunehmender Motordrehzahl zu. Bei Leerlaufdrehzahl kann für Pkw-Brennkraftmaschinen dieses Schleppmoment in der Größenordnung von 0,5 bis 1 Nm liegen, wohingegen bei höheren Dreh­ zahlen, z. B. ab 5000 U/min. dieses Schleppmoment in der Größenordnung von 3,5 bis 7 Nm liegen kann. Bei sehr kleinen Motoren oder aber bei Motoren mit größerem Hubraum, können diese Werte jedoch auch unterschritten bzw. überschritten werden. Weiterhin ist zu berücksichtigen, daß das Schleppmoment abhängig ist von der Anzahl der anzutreibenden Ausgleichswellen, wobei in vielen Fällen zwei derartige Ausgleichswellen verwendet werden.

In vorteilhafter Weise wird der Dämpfer derart ausgelegt, daß zumindest für einen bestimmten Betriebspunkt beziehungsweise für einen bestimmten Betriebsbereich der Brennkraftmaschine die Ausgleichswelle beziehungsweise Ausgleichswellen die zur Laufruhe des Motors optimale winkelmäßige Position beziehungsweise Phase gegenüber der Kurbelwelle aufweist beziehungsweise aufweisen. Um dies zu gewährleisten, kann der mögliche Verdrehwinkel des Dämpfers begrenzt werden und die Dämpfungscharakteristik bzw. die Verdrehwiderstandskennlinie bzw. Verdrehsteifigkeit des Dämpfers an die vorhandenen Betriebsbedingungen angepaßt werden. Vorteilhaft kann es sein, wenn der Drehschwingungsdämpfer - ausgehend von seinem unbelasteten Zustand - einen Verdrehwinkel von wenig­ stens ±3° besitzt. Weiterhin kann es vorteilhaft sein, wenn der mögliche Ver­ drehwinkel zwischen Eingangsteil und Ausgangsteil des Drehschwingungsdämp­ fers in die eine mögliche Relativverdrehrichtung größer ist als in die andere. Be­ sonders zweckmäßig kann es dabei sein, wenn der Drehschwingungsdämpfer zwischen seinem Eingangsteil und seinem Ausgangsteil bei Zugbeanspruchung einen größeren Relativverdrehwinkel zuläßt als bei Schubbeanspruchung. Für manche Anwendungsfälle kann es jedoch auch zweckmäßig sein, wenn dieses Verdrehwinkelverhältnis umgekehrt ist oder aber in beide mögliche Relativverdrehrichtungen zwischen Eingangsteil und Ausgangsteil zumindest annähernd der gleiche Verdrehwinkel möglich ist. Unter Zugbeanspruchung ist der Zustand des Kraftfahrzeuges zu verstehen, bei dem der Motor das Kraftfahrzeug antreibt, wohingegen unter Schubbeanspruchung derjenige Betriebsfall des Fahrzeuges gemeint ist, bei dem der Motor das Fahrzeug abbremst, also das Fahrzeug auf den Motor ein Drehmoment überträgt. Die Begrenzung der Relativverdrehung zwischen Eingangsteil und Ausgangsteil des Drehschwingungsdämpfers kann zwar praktisch starr erfolgen. Vorteilhaft kann es jedoch sein, wenn diese Begrenzung über Mittel erfolgt, die eine gewisse Nachgiebigkeit besitzen, also über Mittel, die eine sehr hohe Federrate aufweisen, so daß beispielsweise innerhalb von zwei Verdrehwinkelgraden, vorzugsweise aber bereits bei kleineren Werten, die Spitzenmomente abgefangen werden können. Diese Anschlagmittel sollen also eine hohe Pufferwirkung aufweisen, wodurch einerseits Geräusche vermieden und andererseits die Beanspruchungen der Bauteile, insbesondere derjenigen des Dämpfers, wesentlich verringert werden können, da ein zu harter Aufprall zwischen den entsprechenden Bauteilen verhindert wird.

In vorteilhafter Weise kann der Drehschwingungsdämpfer einen Verdrehwinkel in der Größenordnung zwischen 5 und 20° für die Zugbeanspruchungen aufweisen und für die Schubbeanspruchungen einen Verdrehwinkel in der Größenordnung von 3 bis 10° zulassen. Zweckmäßig kann es sein, wenn der Drehschwingungsdämpfer derart ausgelegt ist, daß er für den Schubbetrieb einen Verdrehwinkel in der Größenordnung von 6 bis 9° aufweist, wohingegen er für den Zugbetrieb einen Verdrehwinkel von 10 bis 15° besitzen kann.

Für die Funktion der Brennkraftmaschine beziehungsweise des Drehschwingungsdämpfers kann es besonders vorteilhaft sein, wenn die zwischen dem Eingangsteil und dem Ausgangsteil des Drehschwingungsdämpfers vorgesehenen Energiespeicher, wie insbesondere Schraubenfedern, eine Verdrehsteifigkeit zwischen Eingangsteil und Ausgangsteil in der Größenordnung von 0,3 bis 5 Nm/° erzeugen. Für viele Anwendungsfälle ist es zweckmäßig, wenn diese Verdrehsteifigkeit in der Größenordnung von 0,5 bis 1 Nm/° liegt. Diese Werte können jedoch auch größer ausfallen, insbesondere bei Motoren mit größerem Hubraum, zum Beispiel über 2,5 l, da die Ausgleichswellen dann ebenfalls entsprechend mehr Masse besitzen. In vorteilhafter Weise ist parallel zur Wirkung der zwischen Eingangsteil und Ausgangsteil des Drehschwingungsdämpfers vorgesehen Energiespeicher eine Reibung beziehungsweise Reibungshystere parallelgeschaltet. Hierfür können die Eingangsteile oder Ausgangsteile des Drehschwingungsdämpfers derart aufeinander gelagert sein, daß sie diese Reibung beziehungsweise Reibungshysterese erzeugen. Es können jedoch auch zusätzliche Mittel in Form von speziellen Reibeinrichtungen wirkungsmäßig zwischen Eingangsteil und Ausgangsteil des Drehschwingungsdämpfers vorgesehen werden. Diese Reibeinrichtungen können über den gesamten möglichen Verdrehwinkel zwischen Eingangsteil und Ausgangsteil des Drehschwingungsdämpfers wirksam sein. Es können jedoch auch Reibeinrichtungen beziehungsweise Hystererseeinrichtungen vorgesehen werden, die nur über einen Teilbereich des möglichen Verdrehwinkels zwischen Eingangsteil und Ausgangsteil des Drehschwingungsdämpfers wirksam sind. Derartige nur über einen Teilbereich des Verdrehwinkels wirksame Reibeinrichtungen können entweder gezielt nur in einem vorbestimmten Verdrehwinkel wirksam sein, oder aber derart ausgebildet sein, daß sie eine verschleppte Reibung erzeugen. Derartige verschleppte Reibeinrichtungen besitzen ein Verdrehspiel, so daß sie bei Umkehrung der Relativverdrehrichtung zwischen Eingangsteil und Ausgangsteil des Drehschwingungsdämpfers entsprechend diesem Verdrehspiel zunächst unwirksam sind, und erst nach Überwinden dieses Verdrehspiels deren Dämpfungswirkung wieder einsetzt. Bei Verwendung eines mehrstufigen Drehschwingungsdämpfers kann auch wenigstens eine sogenannte Lastreibscheibe zum Einsatz kommen, welche einer ganz bestimmten Federstufe zugeordnet ist beziehungsweise mit Einsatz einer Federstufe wirksam wird.

Für die Funktion und den Aufbau des Drehschwingungsdämpfers kann es besonders vorteilhaft sein, wenn dieser für die Schubbeanspruchung zumindest einstufig ausgelegt ist, für die Zugbeanspruchung jedoch wenigstens zweistufig. Bei mehrstufiger Auslegung des Drehschwingungsdämpfers in Schub- und/oder Zugrichtung kann es besonders vorteilhaft sein, wenn die erste Stufe einen Verdrehwiderstand in der Größenordung von 0,3 bis 1 Nm/° aufweist und im Verdrehwinkelbereich der zweiten Stufe der Verdrehwiderstand in der Größenordnung von 1 bis 5 Nm/° liegt. Die Drehmoment-/ Verdrehwinkelcharakteristik (Verdrehwiderstandskennlinie) des Schwingungsdämpfers in Bezug auf das zum Antrieb der wenigstens einen Ausgleichswelle erforderlichen Antriebsmoments kann in vorteilhafter Weise derart ausgelegt beziehungsweise abgestimmt sein, daß in den Betriebszuständen der Brennkraftmaschine, in denen eine praktisch drehschwingungsfreie Übertragung des Momentes auf die Ausgleichswelle erfolgt, die maximale Phasenverschiebung von der idealen winkelmäßigen Position der Ausgleichswelle gegenüber der Kurbelwelle einen Winkel von ±5°, vorzugsweise ±3° nicht überschreitet. Besonders zweckmäßig kann es sein, wenn die Verdrehwiderstandskennlinie des Schwingungsdämpfers in Bezug auf das für den Antrieb der Ausgleichswelle erforderliche Moment derart ausgelegt ist, daß für eine bestimmte Drehzahl beziehungsweise für einen innerhalb einer bestimmten Toleranz liegenden Drehzahlbereich die Winkellage der Ausgleichswelle in Bezug auf die Winkellage der Kurbelwelle eine innerhalb einer Toleranzgrenze (zum Beispiel ±1°) liegende definierte Position aufweist. Diese bestimmte Drehzahl kann beispielsweise bei Otto-Motoren in der Größenordnung von 4000 bis 5500 U/min liegen. Bei Diesel-Motoren kann diese bestimmte Drehzahl in der Größenordnung von 2000 bis 4000 U/min. liegen. Vorteilhaft kann es jedoch auch sein, wenn diese bestimmte Drehzahl beziehungsweise dieser Drehzahlbereich bei geringeren Werten liegt, zum Beispiel zwischen 1500 und 3000 U/min.

Die Verdrehwiderstandkennlinie des Dämpfers kann in vorteilhafter Weise derart ausgelegt sein, daß unterhalb der vorerwähnten bestimmten Drehzahl beziehungsweise des Drehzahlbereiches der Betriebspunkt des Drehschwingungsdämpfers gegenüber der vorerwähnten definierten Position in Schubrichtung verlagert ist, wohingegen bei einer über der bestimmten Drehzahl liegenden Drehzahl der Betriebspunkt des Drehschwingungsdämpfers gegenüber dieser definierten Position in Zugrichtung verlagert ist.

Gemäß einer Weiterbildung der Erfindung kann der Drehschwingungsdämpfer derart ausgebildet werden, daß in den Betriebsbereichen beziehungsweise Betriebsphasen des Kraftfahrzeuges beziehungsweise der Brennkraftmaschine, in denen besonders hohe und schlagartig auftretende Drehmomentspitzen entstehen, der Drehschwingungsdämpfer wirksam ist, wohingegen in den Betriebsphasen der Brennkraftmaschine beziehungsweise des Kraftfahrzeuges, in denen keine derartige hohen Drehmomentschwankungen zu erwarten sind, beziehungsweise derartige Schwankungen nur verhältnismäßig selten auftreten, der Drehschwingungsdämpfer in einer ganz bestimmten Position blockiert ist, also dessen Wirkung ausgeschaltet ist. Diese Verriegelungsposition des Drehschwingungsdämpfers entspricht vorzugsweise derjenigen Phasenlage der wenigstens einen Ausgleichswelle gegenüber der Kurbelwelle, in der die Brennkraftmaschine die praktisch optimale Laufruhe aufweist. Die Verriegelung des Drehschwingungsdämpfers kann beispielsweise mittels fliehkraftgesteuerter Verriegelungsmittel (wie Fliehgewichte) und/oder über Kupplungen, zum Beispiel elektromagnetisch, hydraulisch, pneumatisch oder mechanisch gesteuerte Kupplungen erfolgen, die eventuell über die für den Betrieb des Kraftfahrzeuges, insbesondere für den Betrieb der Brennkraftmaschine und/oder des Getriebes und/oder der Bremsen erforderliche Elektronik gesteuert werden können.

Anhand der Figuren sei die Erfindung näher erläutert.

Dabei zeigen:

Fig. 1 Eine Frontansicht einer Brennkraftmaschine, und zwar von der Seite aus betrachtet, auf der die Antriebssysteme für die Nockenwellen und die Ausgleichswellen vorhanden sind,

Fig. 2 Einen Schnitt durch einen erfindungsgemäßen Drehschwingungs­ dämpfer für das Antriebssystem wenigstens einer Ausgleichswelle.

Fig. 3 Einen Schnitt gemäß den Pfeilen III-III der Fig. 2.

Fig. 4 Ein Diagramm einer Ausführungsform eines Drehschwingungs­ dämpfers.

Wie aus Fig. 1 ersichtlich ist, besitzt die Brennkraftmaschine 1 zwei oben liegende Nockenwellen 2, 3, die an ihrem einen Ende Zahnräder 4, 5 tragen, welche im dargestellten Ausführungsbeispiel über eine Kette 7 angetrieben werden. Die Kette 7 wird über Führungsschuhe 8, 9 geführt, wobei zumindest der Führungsschuh beziehungsweise die Führungsleiste 9 von einem Kettenspanner 10 beaufschlagbar ist. Die Beaufschlagung des Führungsschuhes 9 und somit die Spannung der Kette 7 kann in Abhängigkeit der gerade vorhandenen Betriebsbedingungen der Brennkraftmaschine veränderlich sein. Die Kette 7 wird über die Kurbelwelle 11 der Brennkraftmaschine angetrieben, wobei hierfür am entsprechenden Ende der Kurbelwelle 11 ein Rad, insbesondere ein Zahnrad, vorgesehen ist, welches sich axial hinter dem ersichtlichen Zahnrad 12 befindet und in Fig. 2 als Zahnrad 13 dargestellt ist.

Axial neben dem die Kette 7 aufweisenden Antriebssystem für die Nockenwellen 2, 3 befindet sich ein zweites Antriebssystem 14 für die Ausgleichswellen 15, 16. Für den Antrieb der beiden Ausgleichswellen 15, 16 besitzt das Antriebssystem 14 ein endloses Antriebsmittel in Form einer Kette 17. An den entsprechenden Enden der Ausgleichswellen 15 und 16 ist jeweils ein über die Kette 17 angetriebenes Zahnrad 18, 19 vorgesehen. Die Kette 17 wird über ein am Ende der Kurbelwelle 11 montiertes Rad, wie insbesondere Zahnrad 12, angetrieben. Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel wird die Kette 17 noch über eine Umlenkrolle beziehungsweise ein Umlenkzahnrad 20 sowie über einen Führungsschuh beziehungsweise eine Führungsschiene 21 geleitet. Der Führungsschuh 21 wird von einem Kettenspanner 22 beaufschlagt, wobei die von dem Kettenspanner 22 auf die Kette 17 ausgeübte Verspannkraft abhängig sein kann von den jeweils vorhandenen Betriebsbedingungen der Brennkraftmaschine.

In Fig. 1 sind die beiden Kettenantriebssysteme offen dargestellt. An der entsprechenden Frontseite der Brennkraftmaschine 1 sind jedoch Deckel bezie­ hungsweise Gehäuseteile befestigbar, welche die Kettenantriebe einschließen, so daß diese mit Öl geschmiert werden können.

In Fig. 2 ist das für den Antrieb der Ausgleichswellen 15, 16 am Ende einer Kurbelwelle 11 befestigte Zahnrad 12 ersichtlich. In das Zahnrad 12 ist ein Dreh­ schwingungsdämpfer 23 integriert beziehungsweise das Zahnrad 12 bildet gleichzeitig einen Drehschwingungsdämpfer 23. Der Drehschwingungsdämpfer 23 besitzt ein Eingangsteil 24, das drehfest mit der Kurbelwelle einer Brennkraftmaschine verbindbar ist. Diese Verbindung kann formschlüssig und/oder kraftschlüssig erfolgen. Hierfür können beispielsweise Paßfedern oder Keile verwendet werden. Das Ausgangsteil 25 des Drehschwingungsdämpfers 23 ist bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel durch ein scheibenförmiges Bauteil gebildet, das mit seinem Außenrand unmittelbar eine Verzahnung 26 bildet, über die die Kette 17 antreibbar ist. Das Eingangsteil 24 besitzt einen nabenförmigen Bereich 27 zum Aufsetzen auf einen Kurbelwellenendzapfen, sowie einen einstückig mit dem Bereich 27 ausgebildeten, sich radial nach außen erstreckenden ring- beziehungsweise flanschförmigen Bereich 28. Als Werkstoff für das Eingangsteil 24 und/oder das Ausgangsteil 25 eignet sich Stahl, Sintermetall, Kunststoff oder eine Kombination dieser Werkstoffe. Die Teile 24, 25 können als Schmiedeteil oder als Kaltfließpreßteil hergestellt werden. Bei Verwendung von Kunststoff können diese Teile 24, 25 auch formgespritzt werden.

Das Ausgangteil beziehungsweise das Zahnritzel 25 ist auf dem Eingangsteil 24 im Bereich 29 gelagert. Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel ist das Ausgangsteil 25 unmittelbar auf dem Eingangsteil 24 gleitgelagert. In vorteilhafter Weise kann jedoch zwischen den beiden Bauteilen 24, 25 zumindest ein radiales Gleitlager vorgesehen werden. Falls erforderlich, kann die axiale Führung zwischen den beiden Bauteilen 24 und 25 ebenfalls über entsprechend angeordnete Gleitringe erfolgen. Für manche Anwendungsfälle kann es auch zweckmäßig sein, wenn für die radiale und/oder für die aale Lagerung beziehungsweise Positionierung der beiden Bauteile 24, 25 Wälzlager verwendet werden, wobei, um eine platzsparende Lagerung zu gewährleisten, in besonders vorteilhafter Weise Nadellager Verwendung finden können.

Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel ist zur aalen Sicherung des Aus­ gangsteils 25 auf dem Eingangsteil 24 eine Anlaufscheibe 30 vorgesehen, welche auch als Reibring ausgebildet sein kann. Die Anlaufscheibe 30 ist entweder unmittelbar, zum Beispiel durch eine Verstemmung, axial auf dem Eingangsteil 12 gesichert, oder aber, wie in Fig. 2 dargestellt, mittels eines Sicherungsringes 31. In vorteilhafter Weise können die beiden Bauteile 24, 25 axial verspannt sein, wobei hierfür beispielsweise die Anlaufscheibe 30 ähnlich wie eine Tellerfeder axial verspannt sein kann. Es kann aber auch anstatt des Sicherungsringes 31 ein axial wirksamer Energiespeicher, wie zum Beispiel ein wellfeder- oder tellerfederartiges Bauteil, welches die Anlaufscheibe 30 axial beaufschlagt, vorgesehen werden. Durch eine gezielte axiale Verspannung der beiden Bauteile 24, 25 kann eine definierte Reibung beziehungsweise Reibungshysterese erzeugt werden, die parallel zu den zwischen dem Eingangsteil 24 und dem Ausgangsteil 26 angeordneten Energiespeichern 32, 33 wirksam ist. Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel sind die Energiespeicher 32, 33 durch Schraubendruckfedern aus Stahl gebildet. Es könnten jedoch zumindest einige der Energiespeicher 32, 33, zum Beispiel die Energiespeicher 33, durch Gummifedern gebildet sein. Für manche Anwendungsfälle kann es auch vor­ teilhaft sein, wenn zwischen den beiden Bauteilen 24, 25 eine hydraulische Dämpfung wirksam ist.

Die zwischen dem Eingangsteil 24 und dem Ausgangsteil 25 angeordneten Energiespeicher 32, 33 widersetzen sich einer Relativverdrehung dieser Bauteile 24, 25 beziehungsweise drängen die Bauteile 24, 25 in eine definierte, winkel­ mäßige Relativposition.

Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel sind zur umfangsmäßigen Abstützung beziehungsweise Beaufschlagung und radialen sowie aalen Führung der Schraubendruckfedern 32, 33 taschenförmige, aale Vertiefungen beziehungsweise Einbuchtungen 35, 36 in radialen Bereichen der Bauteile 24, 25 eingebracht, welche sich axial gegenüberliegen. Wie aus Fig. 2 ersichtlich ist, sind die taschenförmigen Vertiefungen 35, 36 derart ausgebildet, daß die Schraubendruckfedern 32, 33 jeweils in etwa zur Hälfte in diese eintauchen, so daß bei einer Relativverdrehung zwischen den beiden Bauteilen 24 und 25 die Schraubendruckfedern 32, 33 zusammengedrückt und wieder entspannt werden können.

Wie insbesondere aus Fig. 3 ersichtlich ist, sind die Energiespeicher 32, 33 sowie die diesen zugeordneten Aufnahmetaschen 35, 36 derart ausgebildet und angeordnet, daß eine mehrstufige Federkennlinie erzeugbar ist. Bei dem darge­ stellten Ausführungsbeispiel kommen bei einer Relativverdrehung der beiden Bauteile 24, 25 aus der in Fig. 3 dargestellten Ruheposition zunächst lediglich die Federn 32 zur Wirkung, wobei nach einem bestimmten Verdrehwinkel zumindest in einer der möglichen Relativverdrehrichtungen zwischen den beiden Bauteilen 24 und 25 zusätzlich die Federn 33 komprimiert werden, wodurch eine steilere Federstufe gebildet wird.

Zur Begrenzung der Relativverdrehung zwischen dem Eingangsteil 24 und dem Ausgangsteil 25 des Drehschwingungsdämpfers 23 sind an diesen Teilen Anschläge 37 und 38, 39 vorgesehen. Die am Eingangsteil 24 vorgesehenen Anschläge 37 sind durch aale Vorsprünge gebildet, welche, wie aus Fig. 3 ersichtlich, in einem zur Drehachse 40 senkrechten Querschnitt betrachtet, radial nach innen weisende Nasen 37 bilden. Die Vorsprünge beziehungsweise Nasen 37 greifen radial jeweils in einen Freiraum 41, der in Umfangsrichtung betrachtet durch die Gegenanschläge 38, 39 begrenzt ist. Die Freiräume 41 sind in Um­ fangsrichtung betrachtet zwischen Federn 32, 33 des Drehschwingungsdämpfers 23 angeordnet. Zur Begrenzung der Relativverdrehung zwischen Eingangsteil 24 und Ausgangsteil 25 könnten auch die Federn 32 und/oder die Federn 33 auf Block gehen.

Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel gemäß den Fig. 2 und 3 sind die taschenförmigen Aufnahmen 35, 36 für die Federn 32 in Umfangsrichtung betrachtet gleich lang ausgebildet. Für die Federn 33 sind die Taschen 36 im Bauteil 24 - in Umfangsrichtung betrachtet - derart ausgebildet, daß die Federn praktisch spielfrei oder gar mit einer gewissen Vorspannung in diesen Taschen aufgenommen sind, wohingegen die Taschen 35 im Bauteil 25 länger ausgebildet sind als die zugeordneten Taschen 36. Wie aus Fig. 3 ersichtlich ist, sind die Taschen 35 für die Federn 33 derart ausgebildet, daß sie in beide Relativverdrehrichtungen zwischen den Bauteilen 24 und 25 ein Verdrehspiel 42 beziehungsweise 43 aufweisen. Diese Verdrehspiele 42, 43 ermöglichen eine Relativverdrehung zwischen den Bauteilen 24 und 25, ohne daß die Federn 33 komprimiert werden. Erst bei Überschreitung dieser Winkel können die Federn 33 komprimiert werden, wobei die Anschläge 37 und 38, 39 - in Umfangsrichtung betrachtet - in Bezug aufeinander derart ausgebildet und angeordnet sein können, daß eine Komprimierung der Federn 33 entweder nur in eine Relativverdrehrichtung oder aber in beide Relativverdrehrichtungen zwischen den Teilen 24 und 25 stattfindet.

Wie aus Fig. 3 weiterhin zu entnehmen ist, ist ausgehend von der dargestellten Ruheposition des Drehschwingungsdämpfers 23 in die eine Relativver­ drehrichtung ein Verdrehspiel 44 und in die andere Relativverdrehrichtung ein Verdrehspiel 45 zwischen den Anschlägen 37 und den Gegenanschlägen 38, 39 vorhanden. Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel bestimmt das Verdrehspiel 44 den maximalen Verdrehwinkel zwischen den Teilen 24 und 25 bei einer Beanspruchung des Drehschwingungsdämpfers 23 auf Schub. Das Verdrehspiel 45 bestimmt den möglichen, maximalen Relativverdrehwinkel zwischen den Bauteilen 24 und 25 bei einer Beanspruchung des Drehschwingungsdämpfers 23 auf Zug. Eine Zugbeanspruchung ist dann vorhanden, wenn die Brennkraftmaschine das Kraftfahrzeug antreibt, wohingegen eine Schub­ beanspruchung dann vorhanden ist, wenn das Kraftfahrzeug durch den Motor abgebremst wird, also von außen her ein Drehmoment in die Brennkraftmaschine eingeleitet wird.

Das in Fig. 4 dargestellte Diagramm zeigt eine Kennlinie, die mit einem Dreh­ schwingungsdämpferaufbau gemäß den Fig. 2 und 3 realisierbar ist. Auf der Abszissenachse ist der Verdrehwinkel und auf der Ordinatenachse ist der Ver­ drehwiderstand beziehungsweise das anstehende Drehmoment zwischen dem Eingangsteil 24 und dem Ausgangsteil 25 dargestellt.

Wie aus Fig. 4 zu entnehmen ist, besitzt der Drehschwingungsdämpfer 23 einen Kennlinienbereich 46, der einstufig und linear ausgebildet ist. Der Kennlinienbe­ reich 46 entspricht einer Schubbeanspruchung des Drehschwingungsdämpfers 23, wobei über diesen Bereich 46 lediglich die Federn 32 komprimiert werden. Bei Erreichen des Verdrehwinkels 47 kommen die Anschläge 37 und Gegenanschlä­ ge 38 zur Anlage, wodurch die Verdrehung zwischen den Bauteilen 24 und 25 begrenzt wird. Wie aus Fig. 4 erkennbar ist, ist das Verdrehspiel 44 in Bezug auf das Verdrehspiel 42 derart abgestimmt, daß die Federn 33 bei Schubbeanspru­ chung des Drehschwingungsdämpfers 23 nicht zur Wirkung kommen. Es kann jedoch auch der durch das Verdrehspiel 44 bestimmte Verdrehwinkel zwischen den Bauteilen 24 und 25 größer ausgebildet sein als der durch das Verdrehspiel. 42 zugelassene Verdrehwinkel zwischen den Bauteilen 24 und 25, so daß dann im Schubbetrieb die Federn 33 zumindest über einen geringen Verdrehwinkel ebenfalls zur Wirkung kommen können.

In Zugrichtung besitzt der Drehschwingungsdämpfer 23 eine zweistufige Kennli­ nie, wobei die erste Stufe über den Bereich 48 vorhanden ist und die zweite Stufe über den Bereich 49. Im Bereich 48 werden lediglich die Federn 32 komprimiert, wohingegen im Bereich 49 die Federn 33 zusätzlich zu den Federn 32 komprimiert werden, wodurch ein steilerer Kennlinienbereich entsteht.

Der Kennlinienbereich 46 erstreckt sich bis circa minus 7 Winkelgrad und der Kennlinienbereich 48 circa bis 11 Winkelgrad. Der sich an den Kennlinienbereich 48 anschließende Kennlinienbereich 49 erstreckt sich circa bis 13 Winkelgrad. Je nach Anwendungsfall können jedoch die einzelnen Verdrehwinkelbereiche 46, 48, 49 eine größere oder eine kleinere winkelmäßige Erstreckung besitzen. Diesbe­ züglich wird auch auf die allgemeine Beschreibung verwiesen.

Die Verdrehsteifigkeit des Torsionsschwingungsdämpfers 23 beträgt in den Berei­ chen 46, 48 in etwa 0,45 Nm/°. Im Kennlinienbereich 49 beträgt dieser Verdrehwi­ derstand in etwa 5 Nm/°. Je nach Anwendungsfall können diese Werte jedoch auch größer oder kleiner sein. Die vorerwähnten Verdrehwinkel und Verdrehsteifigkeiten hängen insbesondere von dem für den Antrieb der Ausgleichswellen 18, 19 erforderlichen Drehmoment ab.

Bei der in Fig. 4 dargestellten Kennlinie ist die bei einer Relativverdrehung zwi­ schen den Bauteilen 24 und 25 vorhandene Reibung beziehungsweise Reibungs­ hysterese nicht berücksichtigt. Diese überlagert sich der dargestellten Kennlinie.

Die Verdrehsteifigkeitscharakteristik des Drehschwingungsdämpfers 23 ist in Bezug auf das zum Antreiben der Ausgleichswellen 18, 19 erforderlichen Drehmoments vorzugsweise derart abgestimmt, daß bei einer bestimmten Dreh­ zahl, zum Beispiel 5000 U/min., die Ausgleichswellen 18, 19 phasenrichtig zur Kurbelwelle 11 liegen. Dies sei anhand eines Zahlenbeispieles dargelegt. Es sei angenommen, daß bei betriebswarmem Motor das bei einer Drehzahl von ca. 5000 U/min. erforderliche Antriebsmoment (Schleppmoment) für die Ausgleichs­ wellen 18, 19 vier Nm beträgt. Dies bedeutet, daß bei einer Kennlinien-steigung im Bereich 48 von zum Beispiel 0,5 Nm/° der Torsionsschwingungsdämpfer 23 einen aktuellen Betriebspunkt hat, der sich in etwa bei 8° befindet. Dieser Betriebspunkt ist in Fig. 4 mit dem Bezugszeichen 50 gekennzeichnet. Das Zahnrad 12 bezie­ hungsweise der Torsionsschwingungsdämpfer 23 ist winkelmäßig auf der Kurbel­ welle 11 derart montiert, daß bei Vorhandensein des Betriebspunktes 50 die Aus­ gleichswellen 18, 19 die gewünschte optimale Winkelposition bzw. Phasenlage gegenüber der Kurbelwelle 11 besitzen, wodurch eine optimale Schwingungsdämpfung des Motors vorhanden ist. Bei geringeren Drehzahlen nimmt das für den Antrieb der Ausgleichswellen 18, 19 erforderliche Antriebsmoment ab, so daß der Betriebspunkt 50 sich in Richtung Schub verlagert, wohingegen für höhere Drehzahlen des Motors dieses erforderliche Antriebsmoment größer wird, und somit der Betriebspunkt 50 sich in Richtung Zug, also in Richtung des Kennlinien­ bereiches 49, verlagert beziehungsweise verstellt.

In vorteilhafter Weise können die ab der neutralen Stellung beziehungsweise Ruhestellung des Drehschwingungsdämpfers 23 wirksamen Energiespeicher 32 auch mit einer gewissen Vorspannung eingebaut werden, so daß dann eine Re­ lativverdrehung zwischen dem Eingangsteil 24 und dem Ausgangsteil 25 des entsprechenden Torsionsschwingungsdämpfers erst bei einem Drehmoment stattfinden kann, welches groß genug ist, um die Vorspannung der Energiespei­ cher 32 sowie der eventuell parallel zu diesen geschalteten Reibung zu überwin­ den. Durch eine derartige Auslegung kann gewährleistet werden, daß zumindest über einen größeren Drehzahlbereich der Brennkraftmaschine die Ausgleichs­ wellen eine definierte Phasenlage gegenüber der Kurbelwelle aufweisen. Auch bei einer derartigen Auslegung eines Drehschwingungsdämpfers ist dennoch eine Dämpfung von Torsionsschwingungen beziehungsweise Drehmomentschwan­ kungen möglich. Somit wird auch bei einer derartigen Ausgestaltung eines Dreh­ schwingungsdämpfers das Antriebssystem, insbesondere die Kette 17 für die Ausgleichswellen 18, 19, vor Überbelastungen geschützt. Weiterhin können dadurch Klappergeräusche zumindest im Antriebssystem für die Ausgleichswellen 18, 19 vermieden beziehungsweise zumindest reduziert werden.

Die mit der Anmeldung eingereichten Patentansprüche sind Formulierungsvor­ schläge ohne Präjudiz für die Erzielung weitergehenden Patentschutzes. Die Anmelderin behält sich vor, noch weitere, bisher nur in der Beschreibung und/oder Zeichnungen offenbarte Merkmale zu beanspruchen.

In Unteransprüchen verwendete Rückbeziehungen weisen auf die weitere Ausbil­ dung des Gegenstandes des Hauptanspruches durch die Merkmale des jeweili­ gen Unteranspruches hin; sie sind nicht als ein Verzicht auf die Erzielung eines selbständigen, gegenständlichen Schutzes für die Merkmale der rückbezogenen Unteransprüche zu verstehen.

Die Gegenstände dieser Unteransprüche bilden jedoch auch selbständige Erfin­ dungen, die eine von den Gegenständen der vorhergehenden Unteransprüche unabhängige Gestaltung aufweisen.

Die Erfindung ist auch nicht auf die Ausführungsbeispiele der Beschreibung be­ schränkt. Vielmehr sind im Rahmen der Erfindung zahlreiche Abänderungen und Modifikationen möglich, insbesondere solche Varianten, Elemente und Kom­ binationen und/oder Materialien, die zum Beispiel durch Kombination oder Abwandlung von einzelnen in Verbindung mit den in der allgemeinen Beschreibung und Ausführungsformen sowie den Ansprüchen beschriebenen und in den Zeich­ nungen enthaltenen Merkmalen bzw. Elementen oder Verfahrensschritten erfinde­ risch sind und durch kombinierbare Merkmale zu einem neuen Gegenstand oder zu neuen Verfahrensschritten bzw. Verfahrensschrittfolgen führen, auch soweit sie Herstell-, Prüf- und Arbeitsverfahren betreffen.

Claims (15)

1. Brennkraftmaschine mit wenigstens einer von der Kurbelwelle angetriebenen Ausgleichswelle, dadurch gekennzeichnet, daß im Drehmomentübertra­ gungsweg zwischen der Kurbelwelle und der Ausgleichswelle ein Dreh­ schwingungsdämpfer vorgesehen ist mit wenigstens einem Eingangsteil und einem Ausgangsteil, die entgegen von zwischen diesen vorgesehenen das Antriebsmoment auf die Ausgleichswelle übertragenden Dämpfungsmitteln begrenzt verdrehbar sind.

2. Brennkraftmaschine nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß an der Kurbelwelle ein Antriebsrad und an der Ausgleichswelle ein angetriebenes Rad befestigt ist und der Drehschwingungsdämpfer in wenigstens einem dieser Räder integriert ist.

3. Brennkraftmaschine nach einem der Ansprüche 1, 2, dadurch gekennzeich­ net, daß die Kurbelwelle und die wenigstens eine Ausgleichswelle über ein endloses Antriebsmittel miteinander verbunden sind.

4. Brennkraftmaschine nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß das Antriebsmittel durch eine Kette oder einen Riemen, insbesondere einen Zahnriemen, gebildet ist.

5. Brennkraftmaschine nach einem der Ansprüche 2 bis 4, dadurch gekenn­ zeichnet, daß das Antriebsrad und das angetriebene Rad ein Zahnrad bil­ den.

6. Brennkraftmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekenn­ zeichnet, daß der Drehschwingungsdämpfer ausgehend von seinem unbela­ steten Zustand einen Verdrehwinkel von wenigstens ±3° besitzt.

7. Brennkraftmaschine nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß der Drehschwingungsdämpfer zwischen seinem Eingangsteil und seinem Aus­ gangsteil bei Zugbeanspruchung einen größeren Relativverdrehwinkel zu­ läßt als bei Schubbeanspruchung.

8. Brennkraftmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekenn­ zeichnet, daß der Drehschwingungsdämpfer bei Zugbeanspruchung einen Verdrehwinkel in der Größenordnung zwischen 8 und 20° zuläßt, und bei Schubbeanspruchung einen Verdrehwinkel in der Größenordnung von 3 bis 10°.

9. Brennkraftmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekenn­ zeichnet, daß die zwischen dem Eingangsteil und dem Ausgangsteil des Drehschwingungsdämpfers vorgesehenen Energiespeicher, wie insbeson­ dere Schraubenfedern, eine Verdrehsteifigkeit zwischen Eingangsteil und Ausgangsteil in der Größenordnung von 0,3 bis 5 Nm/° erzeugen.

10. Brennkraftmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekenn­ zeichnet, daß zumindest in einer der beiden Relativverdrehungsmöglichkei­ ten zwischen dem Eingangsteil und dem Ausgangsteil eine wenigstens zweistufige Verdrehwiderstandskennlinie vorhanden ist.

11. Brennkraftmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekenn­ zeichnet, daß der Drehschwingungsdämpfer für die Schubbeanspruchung wenigstens einstufig ausgelegt ist, für die Zugbeanspruchung jedoch wenig­ stens zweistufig.

12. Brennkraftmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 11, dadurch gekenn­ zeichnet, daß bei wenigstens zweistufiger Auslegung des Drehschwin­ gungsdämpfers die erste Stufe einen Verdrehwiderstand in der Größenord­ nung von 0,3 bis 1 Nm/° aufweist, und im Verdrehwinkelbereich der zweiten Stufe der Verdrehwiderstand in der Größenordnung von 1 bis 5 Nm/° liegt.

13. Brennkraftmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 12, dadurch gekenn­ zeichnet, daß die Verdrehwiderstandskennlinie des Schwingungsdämpfers in bezug auf das zum Antrieb der wenigstens einen Ausgleichswelle erfor­ derlichen Antriebsmoment derart ausgelegt ist, daß in den Betriebszustän­ den der Brennkraftmaschine, in denen eine praktisch drehschwingungsfreie Übertragung des Momentes auf die Ausgleichswelle erfolgt, die maximale Phasenverschiebung von der idealen winkelmäßigen Position der Aus­ gleichswelle gegenüber der Kurbelwelle einen Winkel von ±5°, vorzugswei­ se ±3° nicht überschreitet.

14. Brennkraftmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 13, dadurch gekenn­ zeichnet, daß die Verdrehwiderstandskennlinie des Schwingungsdämpfers in Bezug auf das für den Antrieb der Ausgleichswelle erforderlichen Drehmoment derart ausgelegt ist, daß für eine bestimmte Drehzahl bezie­ hungsweise für einen innerhalb einer bestimmten Toleranz liegenden Dreh­ zahlbereich die Winkellage der Ausgleichswelle eine innerhalb einer Tole­ ranzgrenze liegende definierte Position gegenüber der Kurbelwelle ein­ nimmt.

15. Brennkraftmaschine nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, daß un­ terhalb der bestimmten Drehzahl der Betriebspunkt des Drehschwingungsdämpfers gegenüber der definierten Position in Schubrichtung verlagert ist, wohingegen bei einer über der definierten Drehzahl liegenden Drehzahl der Betriebspunkt des Drehschwingungsdämpfers gegenüber der bestimmten Position in Zugrichtung verlagert ist.