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Die
Erfindung betrifft ein Rädertriebsystem für eine Verbrennungskraftmaschine
nach dem Oberbegriff von Patentanspruch 1.
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Derartige
Rädertriebsysteme
sind hinlänglich
bekannt und umfassen zwei Zwischenzahnräder, wovon eines als zentrales
Zahnrad in einem verzweigten Hauptlastpfad vorgesehen ist, woraus
sich akustische Nachteile und Reibungsverluste ergeben. Des Weiteren
sind derartige Rädertriebsysteme übersetzungsbedingt
nicht geeignet zur Darstellung eines rotatorischen Ausgleichs von
freien Massenkräften
1. Ordnung. Darüber
hinaus ist eine Kraftstoffpumpe ebenfalls übersetzungsbedingt nicht zu einer
einspritzsynchronen Förderung
für eine
Mehrzahl an Derivaten an einer Motorenbaureihe geeignet. Zudem ist
eine Darstellung eines Dreizylindermotors beziehungsweise eine Anordnung
dessen Ausgleichswelle nur ungünstig
möglich,
weil sie nahe bei einer Kurbelwelle und tief in einem Ölsumpf des Dreizylindermotors
panschend liegen müsste.
Darüber
hinaus ist eine Drehrichtung eines Lancaster-Massenausgleichs für freie
Massenkräfte
2. Ordnung ungünstig
für einen Ölhaushalt
beziehungsweise eine Entlüftung
des Motors.
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Es
ist daher Aufgabe der vorliegenden Erfindung, ein Rädertriebsystem
der eingangs genannten Art derart weiter zu entwickeln, dass ein
Aggregate- und Steuertriebskonzept mit reduzierter Teilerzahl und
folglich reduzierten Reibungsverlusten ermöglicht ist.
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Diese
Aufgabe wird durch ein Rädertriebsystem
für eine
Verbrennungskraftmaschine mit den Merkmalen des Patentanspruchs
1 gelöst.
Vorteilhafte Ausgestaltungen mit zweckmäßigen und nicht-trivialen Weiterbildungen
der Erfindung sind in den abhängigen
Ansprüchen
angegeben.
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Bei
einem Rädertriebsystem
für eine
Verbrennungskraftmaschine, insbesondere in Reihenbauweise, mit zumindest
zwei mittels eines Zahnrades einer Kurbelwelle der Verbrennungskraftmaschine
antreibbaren Zahnrädern, über welche
ein jeweils zugeordnetes Aggregat antreibbar ist, sind in das Rädertriebsystem
lediglich Zahnräder
mit zugeordneten Aggregaten integriert. Dies birgt den Vorteil,
dass keine Zwischenräder
vorgesehen sind, die lediglich eine Funktion einer Drehsinnumkehrung
und/oder einer Drehzahlübersetzung
aufweisen, wodurch Reibungsverluste des Rädertriebsystems reduziert sind.
Dies wirkt sich positiv auf einen Kraftstoffverbrauch der Verbrennungskraftmaschine
mit einem derartigen Rädertriebsystem
aus.
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Ist
erfindungsgemäß ein Zahnrad
für einen Umschlingungstrieb
zum Antreiben von zumindest einer Nockenwelle vorgesehen, welches
in einer Ebene parallel zu einer Ebene der Zahnräder angeordnet, so ergibt sich
daraus der Vorteil, dass dadurch ein Steuertrieb für zumindest
eine, zu der Verbrennungskraftmaschine korrespondierende Nockenwelle
baulängenneutral
erreicht ist. Das heißt
also, dass eine Baulänge
eines Verbunds aus der Verbrennungskraftmaschine und eines nachgelagerten Getriebes
eines Triebstrangs zur Antriebsachse eines Kraftfahrzeugs mit einem
erfindungsgemäßen Rädertrieb
nicht vergrößert ist,
da lediglich eine Rädertriebsebene
zwischengeschaltet ist und der Umschlingungstrieb zur Steuerung
der Verbrennungskraftmaschine seitlich der längsmassenkettenrelevanten Bauteile
angeordnet ist, wodurch Package-Probleme des Verbunds aus Verbrennungskraftmaschine
und Getriebe in einem ohnehin platzkritischen Bereich wie einem
Motorraum vermindert werden. Dies ist insbesondere der Fall, wenn
das Zahnrad für
den Umschlingungstrieb zwischen der Verbrennungskraftmaschine und
den Zahnrädern
angeordnet ist.
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Dieser
Vorteil wird dadurch unterstützt,
wenn der Umschlingungstrieb in einer vorteilhaften Ausführungsform
der Erfindung als ein Kettentrieb oder ein Riementrieb ausgebildet
ist. In diesem Falle kann der Kettentrieb beziehungsweise der Riementrieb
in einer Ebene zwischen der Verbrennungskraftmaschine und den Zahnrädern baulängenneutral
neben einem Schwungrad angeordnet werden.
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Bei
einer vorteilhaften Ausführungsform
der Erfindung ist das Zahnrad für
den Umschlingungstrieb mit einer Welle einer Kraftstoffpumpe verbunden,
wodurch der Umschlingungstrieb idealer Weise direkt mittels der
Welle der Kraftstoffpumpe und damit äußerst verlustfrei angetrieben
werden kann, womit eine weitere Absenkung des Kraftstoffverbrauchs der
Verbrennungskraftmaschine einhergeht. Oder aber eine Rädereinheit
an der Kraftstoffpumpe kann in ebenfalls bekannter Weise eigenständig gelagert sein
und die Kraftstoffpumpenwelle kann mittels Mitnehmer angekoppelt
sein.
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Weiterhin
ist vorteilhafter Weise vorgesehen, dass ein in das Rädertriebsystem
integriertes Zahnrad mit einer Welle einer Schmierstoffpumpe verbunden
ist. Daraus ergibt sich eine besonders kompakte und vorteilhafte
Anordnung, die sowohl äußerst bauraumgünstig ist,
wodurch sich Package-Probleme vermeiden lassen, als auch ermöglicht diese
Anordnung eine Reduzierung der Verluste im Rädertriebsystem, insbesondere
dann, wenn das Zahnrad der Welle der Schmierstoffpumpe mit dem Zahnrad
der Kurbelwelle und das Zahnrad der Welle der Kraftstoffpumpe mit
dem Zahnrad der Welle der Schmierstoffpumpe in Eingriff stehen,
wodurch die Aggregate mittels direktem Zahneingriff und damit äußerst verlustfrei
antreibbar sind, was dem Kraftstoffverbrauch und damit CO2-Emissionen der Verbrennungskraftmaschine
zugute kommt.
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Vorteilhafter
Weise ist die Übersetzung
zwischen dem Zahnrad der Kurbelwelle und einem Zahnrad der Welle
der Kraftstoffpumpe eins, das heißt die beiden Zahnräder sind
gleich groß und
zwar vorteilhafter Weise so groß,
dass das Zahnrad der Kurbelwelle mit der Kurbelwelle verschraubt und/oder
auf die Kurbelwelle aufgepresst ist. Dadurch lässt sich eine Schweißverbindung
des Zahnrades der Kurbelwelle mit der Kurbelwelle vermeiden, wodurch
sowohl eine Montage als auch eine spätere Demontage, beispielsweise
für Reparaturzwecke,
vereinfacht ist, was Montagekosten und auch Reparaturkosten gering
hält.
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Somit
ist zunächst
ein kombiniertes Aggregate- und Steuertriebskonzept für eine vier- und sechszylindrische
Verbrennungskraftmaschine realisiert, die einen Grundtrieb aus lediglich
drei Aggregate gebundenen Zahnrädern,
nämlich
auf der Kurbelwelle, der Schmierstoffpumpe und der Kraftstoffpumpe
aufweist, wobei die Zahnräder
vorteilhafter Weise exakt die gleiche Größe und damit eine gleiche Zähneanzahl
aufweisen. Zudem ist ein kombinierter Steuertrieb für Nockenwellen
erreicht, wobei der Antrieb der Nockenwellen mittels einer entsprechenden Übersetzung
mit der halben Drehzahl der Kurbelwelle per Kette oder Riemen erfolgt.
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Davon
ausgehend sieht eine vorteilhafte Ausführungsform der Erfindung ein
weiteres Zahnrad zum Antreiben einer Ausgleichswelle vor, welches
direkt mit dem Zahnrad der Kurbelwelle gekoppelt ist, wobei die Übersetzung
zwischen diesen Zahnrädern eins
beträgt.
Damit ist ausgehend von dem beschriebenen einfachen Grundtrieb eine Realisierung
eines Aggregate- und Steuertriebskonzept für eine ein-, zwei- und dreizylindrische
Verbrennungskraftmaschine, insbesondere in Reihenbauform ermöglicht,
die ebenso die beschriebenen Vorteile der geringen Verluste und
der kompakten Bauweise inne hat zur Reduzierung des Kraftstoffverbrauchs
der Verbrennungskraftmaschine und zur Minimierung der Package-Probleme
im Motorraum. Mittels der Anbindung dieser Ausgleichswelle, die
bei einem 1- und beim 2-Zylindermotor vorteilhafter Weise als eine
der beiden nötigen
Ausgleichswellen für
freie Massenkräfte
erster Ordnung dient sowie bei einem 3-Zylindermotor vorteilhafter
Weise als Taumelmomentenausgleichswelle ausgebildet ist, die gegenläufig mit Kurbelwellendrehzahl
rotiert, ist eine Kompensation der freien Massenwirkungen ermöglicht,
was einer Laufruhe und damit einem Komfort für Insassen des Kraftwagens
mit einer derartigen Verbrennungskraftmaschine mit einem derartigen
Rädertriebssystem positiv
zugute kommt. Eine weitere beim 1- und 2-Zylinder benötigte Ausgleichswellen
ist in Verlängerung der
Kraftstoffhochdruckpumpenachse dargestellt.
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Dieser
Aspekt kann bei einer vorteilhaften Ausführungsform der Erfindung dadurch
verstärkt werden,
dass bei zumindest drei Zahnrädern,
vorteilhafter Weise dem Zahnrad der Kraftstoffpumpe, dem Zahnrad
der Kurbelwelle und dem Zahnrad der Ausgleichswelle, Unwuchten vorgesehen
sind, wodurch bei einer einzylindrischen und bei einer zweizylindrischen
Verbrennungskraftmaschine ein Teil der zum Ausgleich der Massenkräfte erster
Ordnung notwendigen Gesamtunwucht dargestellt ist.
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Ist
bei einer weiteren vorteilhaften Ausführungsform der Erfindung ein
Lancaster-Massenausgleich
vorgesehen, so ist dadurch insbesondere bei einer ein-, zwei- und
vierzylindrischen Verbrennungskraftmaschine ein Ausgleich der Massenkräfte zweiter
Ordnung realisiert, was eine Laufruhe und damit den Komfort für die Insassen
des Kraftwagens mit einer Verbrennungskraftmaschine mit einem derartigen
Rädertriebsystem
weiter steigert. Bei dem erfindungsgemäßen Rädertriebsystem ist es dabei
möglich,
den Lancaster-Massenausgleich in Verbrennungskraftmaschinenhochrichtung
unten außen
an Kurbelgehäuseschürzen anzuordnen,
oder aber in einem separaten Gehäuse.
Da die Drehrichtung bei der aufgezeigten Anordnung sich so ergibt,
dass die um die Ausgleichswellen mitrotierenden Luftwalzen außen an den
Schürzen
eine nach unten weisende Luftströmungsrichtung
bewirken, wird ein Rücklauf von
Schmierstoff von einem Zylinderkopf in eine Ölwanne eher begünstigt,
im Vergleich zu bestehenden Konzepten, die eher einen Rücklaufstau
bewirken. Durch die oben beschriebenen vorteilhaften Übersetzungen
von eins der Zahnräder
der Aggregate beziehungsweise der Wellen kann auf einfachste und
damit äußerst kostengünstige Weise
ein Massenausgleichsrotationspulser erster Ordnung integriert werden.
Selbstverständlich
kann aus Achsabstandsgründen
ein Ölpumpenzahnrad
von dieser Einheitszahngröße abweisen,
da es nicht direkt am Massenausgleichssystem beteiligt ist sondern
nur als Übertragungsglied
zu in einer Übertragungskette
folgenden Zahnrädern
dient. Dadurch ändert
sich zwar eine Ölpumpendrehzahl,
was durchaus erwünscht
sein kann, die restlichen Übersetzungsverhältnisse
sind nicht beeinflusst.
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Für ein Funktionieren
des Massenausgleichsrotationspulsers erster Ordnung ist es äußerst vorteilhaft,
wenn eine Gerade durch den Mittelpunkt des Zahnrads mit einer ersten
Unwucht und durch den Mittelpunkt des Zahnrads mit einer zweiten
Unwucht mit einer vertikalen Hochachse der Verbrennungskraftmaschine
zumindest annähernd
denselben Winkel einschließt
wie eine Gerade durch den Mittelpunkt des Zahnrads mit der ersten
Unwucht und durch den Mittelpunkt des Zahnrads mit einer dritten Unwucht
mit der vertikalen Hochachse der Verbrennungskraftmaschine. Schließen diese
beschriebenen Geraden zumindest annähernd mit der vertikalen Hochachse
der Verbrennungskraftmaschine die gleichen Winkel ein, so gleichen
sich Kraftvektoren in Folge der Massenkräfte aus, wodurch eine äußerst hohe
Laufruhe der Verbrennungskraftmaschine erreicht ist.
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Ist
eine Ausgleichswelle des Lancaster-Massenausgleichs mittels des
Zahnrads der Schmierstoffpumpe und eine andere Ausgleichswelle des Lancaster-Massenausgleichs
mittels des Zahnrads der Kurbelwelle antreibbar, wobei sich die
Ausgleichswellen des Lancaster-Massenausgleichs mit doppelter Motordrehzahl
direkt, so ergibt sich daraus der Vorteil, dass auch ein Antrieb
des Lancaster-Massenausgleichs reibungsoptimal und damit äußerst verlustfrei
ermöglicht
ist, wodurch sich der Kraftstoffverbrauch der Verbrennungskraftmaschine und
damit die CO2-Emissionen weiter absenken
lassen. Auch dadurch sind Zwischenräder, welche keinen Aggregaten
zugeordnet sind, und damit unerwünscht
und unnötig
hohe Reibungsverluste vermieden. Die Schmierstoffpumpe muss nicht
unbedingt mit i = 1 übersetzt
sein, da sie „nur” Übertragungsglied
im Rädertriebsystem
ist.
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Bei
einer vorteilhaften Ausführungsform
der Erfindung ist vorgesehen, dass zumindest ein Zahnrad direkt
oder mittels eines separaten Lagers auf seiner jeweilig korrespondierenden
Welle gelagert ist. Im zweiten Fall wird die korrespondierende Welle dann
mittels eines Mitnehmers angetrieben, wodurch auch das korrespondierende
Aggregat angetrieben wird. Bei einer direkten Lagerung ergibt sich
der Vorteil, dass dadurch eine Teileanzahl und damit Gesamtkosten
für das
Rädertriebsystem
und damit für die
Verbrennungskraftmaschine gering sind, bei einer Lagerung mittels
eines separaten Lagers ist eine einfachere Demontage und damit ein
unaufwendigeres Austauschen von Schadteilen gerade im Reparaturfall
ermöglicht,
was Reparaturkosten absenkt.
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Bei
einer vorteilhaften Ausführungsform
der Erfindung ist zumindest einem Zahnrad ein Verspannrad zugeordnet,
mittels welchem ein Zahnflankenspiel vermeidbar ist. Dies birgt
den Vorteil, dass durch die Verspannung des Rädertriebsystems eine Reduzierung
eines Geräuschs
in Folge eines eliminierten Zahnflankenspiels erreicht ist, was
mit einem Komfortzugewinn für
die Insassen des Kraftwagens mit einer Verbrennungskraftmaschine
mit einem derartigen Rädertriebsystem
einhergeht.
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Weitere
Vorteile, Merkmale und Einzelheiten der Erfindung ergeben sich aus
der nachfolgenden Beschreibung eines bevorzugten Ausführungsbeispiels
sowie anhand der Zeichnungen. Die vorstehend in der Beschreibung
genannten Merkmale und Merkmalskombinationen sowie die nachfolgend
in der Figurenbeschreibung genannten und/oder in den Figuren alleine
gezeigten Merkmale und Merkmalskombinationen sind nicht nur in der
jeweils angegebenen Kombination, sondern auch in anderen Kombinationen
oder in Alleinstellung verwendbar, ohne den Rahmen der Erfindung
zu verlassen. Die Zeichnungen zeigen in:
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1 eine
schematische Draufsicht auf ein Rädertriebsystem mit einem Grundtrieb
aus drei Zahnrädern,
einem weiteren Zahnrad für
eine Ausgleichswelle, einem Lancaster-Massenausgleich und einem
Umschlingungstrieb für
zwei Nockenwellen,
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2 eine Übersicht über verschiedene Ausführungsformen
eines Rädertriebsystems
für Verbrennungskraftmaschinen
mit unterschiedlichen Zylinderanzahlen, wobei jedes Rädertriebsystem
den gleichen Grundtrieb gemäß 1 aufweist
und
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3 eine
schematische Ansicht einer Verspannung eines Rädertriebsystems zur Eliminierung von
Zahnflankenspielen.
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Während die 1 ein
Rädertriebsystem
für einen
Ein- und Zweizylindermotor mit Umschlingungssteuertrieb für zwei Nockenwellen
und einem vollständigen
Ausgleich von Massenkräften
erster und zweiter Ordnung zeigt, bietet die 2 einen Überblick über Rädertriebsysteme
für ein-
bis sechszylindrische Verbrennungskraftmaschinen, welche allesamt
aus dem gleichen Grundtrieb gemäß 1 hervorgehen.
Die 2 zeigt des Weiteren eine Möglichkeit auf, ein Zahnflankenspiel
bei einem Rädertriebsystem
gemäß 1 und 2 zu
eliminieren.
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Die 1 zeigt
ein Rädertriebsystem 10, welches
ein auf einer Kurbelwelle befestigtes Zahnrad 12 umfasst.
Des Weiteren umfasst das Rädertriebsystem 10 ein
Zahnrad 14, welches auf einer Welle einer Schmierstoffpumpe
befestigt ist. Zudem umfasst das Rädertriebsystem 10 ein
Zahnrad 16, welches auf einer Welle einer Kraftstoffpumpe
befestigt ist. Auf dieser Welle der Kraftstoffpumpe zwischen dem
Zahnrad 16 und einer nicht dargestellten Verbrennungskraftmaschine
ist ein weiteres Zahnrad 18 befestigt, mittels welchem
eine Steuerkette 20 und mittels dieser Steuerkette 20 zwei
Nockenwellen 22 und 24 angetrieben werden. Des
Weiteren ist bei dem Rädertriebsystem 10 ein
auf eine Ausgleichwelle befestigtes Zahnrad 26 vorgesehen,
mittels dessen eine Taumelmomentenausgleichswelle angetrieben wird.
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Mittels
der Taumelmomentenausgleichswelle ist es möglich, Massenkräfte, insbesondere
bei ein- und zweizylindrischen Verbrennungskraftmaschinen zu kompensieren.
Zu diesem Zwecke weisen die Zahnräder 12, 16 und 26 Unwuchten
u1, u2 und u3 auf, wodurch ein Rotationspulser zum Ausgleich
von Massenkräften
erster Ordnung bei ein- und zweizylindrischen Verbrennungskraftmaschinen realisiert
ist. Durch axiales Aufpacken dieser Unwuchten auf die Zahnräder 12, 16 und 26 oder
Gestaltung unwuchtiger Zahnradnaben dieser Zahnräder 12, 16 und 26 ist
eine starke Verbesserung einer Laufruhe der korrespondierenden Verbrennungskraftmaschine
erreicht.
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Wenn
die Unwuchten u1 und u2 nicht
symmetrisch angeordnet werden können,
ergibt sich trotzdem eine resultierende Ausgleichskraft für die Massenkräfte erster
Ordnung exakt in der Mittelebene der Verbrennungskraftmaschine,
wenn gilt α1 = α2. In diesem Falle muss dann jedoch die dritte
Unwucht u3 auf die Kurbelwelle gepackt werden,
phasengleich zur kleineren der beiden Unwuchten u1 und
u2. Auch kann u3 auf
ein letztes Kurbelwellen-Gegengewicht oder
in eine Zweimassenschwungmasse-Nabe gelegt werden. Durch eine leichte
Versetzung aus einer Ebene, in der sich u1 und
u2 befinden, heraus, wird nur eine vernachlässigbare
Unsymmetrie in diesem Massenausgleich erzeugt. Die Größen der
drei Unwuchten ergeben sich durch Kräfte- und Momentengleichgewichte:
u1 + u2 + u3 = uSoll; u1 + u3 = u2; u1xa = u2xb.
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Zum
Ausgleich von Massenkräften
zweiter Ordnung ist beim Rädertriebsystem 10 ein
Lancaster-Massenausgleich 28 vorgesehen, wobei eine Ausgleichwelle
direkt vom Zahnrad 14 der Schmierstoffpumpe und die zweite
Ausgleichswelle 32 vom Zahnrad 12 der Kurbelwelle
nahezu verlustfrei angetrieben werden.
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Die
Zahnräder 12, 14 und 16 des
Rädertriebsystems 10 bilden
dabei einen Grundtrieb, von welchem ausgehend ein Rädertriebsystem
für Verbrennungskraftmaschinen
mit unterschiedlichen Zylinderzahlen gebildet werden kann zum Ausgleich
von Massenkräften
erster und/oder zweiter Ordnung, was in 2 dargestellt
ist.
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Das
Rädertriebsystem 40 gemäß Darstellung
D in 2 umfasst einen Grundtrieb gemäß 1 aus einem
Zahnrad 42, welches auf einer Kurbelwelle befestigt ist,
einem Zahnrad 44, welches auf einer Welle einer Schmierstoffpumpe
befestigt ist und einem Zahnrad 46, welches auf einer Welle
einer Kraftstoffpumpe befestigt ist. In einer Ebene zwischen einer
nicht dargestellten Verbrennungskraftmaschine und den Zahnrädern 42, 44 und 46 ist
ein weiteres Zahnrad 48 auf der Welle der Kraftstoffpumpe
angeordnet, mittels welchem eine Steuerkette 50 und mit
dieser Nockenwellen 52 und 54 der Verbrennungskraftmaschine
angetrieben werden.
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Das
Rädertriebsystem 40 ist
dabei vorzugsweise für
vier- und sechszylindrische Verbrennungskraftmaschinen einsetzbar,
die auch ohne einen speziellen Ausgleich von Massenkräften zweiter
Ordnung eine hohe Laufruhe aufweisen.
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Ein
Rädertriebsystem 60 gemäß Darstellung E
geht aus dem Rädertriebsystem 40 und
dessen Grundtrieb aus den Zahnrädern 42, 44 und 46 hervor. Das
Rädertriebsystem 60 ist
dabei um einen Lancaster-Massenausgleich 62 erweitert zum
Ausgleich der Massenkräfte
zweiter Ordnung beispielsweise bei einer vierzylindrischen Verbrennungskraftmaschine.
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Wieder
ausgehend vom Rädertriebsystem 40 gemäß Darstellung
D weist ein Rädertriebsystem 70 gemäß Darstellung
C nun ein weiteres Zahnrad 72 auf, welches auf einer Ausgleichswelle
in Form einer Taumelmomentenausgleichswelle befestigt ist. Das Rädertriebsystem 70 kommt
dabei vorzugsweise bei dreizylindrischen Verbrennungskraftmaschinen
zum Einsatz, wobei eine Erhöhung
der Laufruhe durch das Zahnrad 72 beziehungsweise die Taumelmomentenausgleichswelle
erreicht ist.
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Auch
das Rädertriebsystem 70 weist
den Grundtrieb gemäß dem Rädertriebsystem 40 gemäß der Darstellung
D aus den Zahnrädern 42, 44 und 46 auf.
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Ausgehend
vom Rädertriebsystem 70 gemäß Darstellung
C ist ein Rädertriebsystem 80 um Umwuchten
u1, u2 und u3 erweitert, die an den Zahnrädern 72, 42 und 46 angeordnet
sind. Durch diese Unwuchten ist ein Rotationspulser realisiert,
der bei ein- und zweizylindrischen Verbrennungskraftmaschinen einen
vollständigen
Ausgleich der Massenkräfte
erster Ordnung ermöglicht,
und zwar insbesondere dann, wenn ein Winkel α1 zwischen
einer Geraden 84 und einer Geraden 86 gleich oder
nahezu gleich einem Winkel α2 zwischen einer Geraden 82 und
der Geraden 86 ist. Auch das Rädertriebsystem 80 gemäß Darstellung
A weist den Grundtrieb aus den Zahnrädern 42, 44 und 46 auf.
Das Rädertriebsystem 80 ist
vorteilhafter Weise bei ein- und zweizylindrischen Verbrennungskraftmaschinen
einsetzbar.
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Ausgehend
vom Rädertriebsystem 80 gemäß Darstellung
A weist ein Rädertriebsystem 90 gemäß Darstellung
B zusätzlich
einen Lancaster-Massenausgleich 62' auf, welcher einer Kompensation der
Massenkräfte
zweiter Ordnung dient. Im Rädertriebsystem 90 gemäß Darstellung
B vorzugsweise für
ein- und zweizylindrische Verbrennungskraftmaschinen ist somit sowohl
ein Ausgleich der Massenkräfte
erster Ordnung durch den Rotationspulser als auch ein Ausgleich
der Massenkräfte
zweiter Ordnung durch den Lancaster-Massenausgleich 62' realisiert
für eine
optimale Laufruhe der zugeordneten Verbrennungskraftmaschine.
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Wie
in 2 zu sehen ist, ist ausgehend von dem Grundtrieb
des Rädertriebsystems 40 gemäß D ein
kombiniertes Aggregate- und Steuertriebskonzept erreicht, mittels
welchem mit einfachsten Mitteln für andere Motorkonzepte mit
einer unterschiedlichen Zylinderanzahl kritische freie Massenkräfte bauraumschonend
und reibleistungsarm eliminierbar sind. Allen Rädertriebsystemen 40, 60, 70, 80 und 90 ist
dabei der gleiche Grundtrieb mit den Zahnrädern 42, 44 und 46 gemein,
als auch das Zahnrad 48, mittels dessen die Steuerkette 50 und
die Nockenwellen 52 und 54 angetrieben werden,
was eine bauraumneutrale Realisierung des Steuertriebs ermöglicht und
zwar über
alle Verbrennungskraftmaschinenvarianten hinweg.
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Die 3 zeigt
eine Möglichkeit
auf, ein Zahnflankenspiel zwischen Zahnrädern in einem Rädertriebsystem
gemäß den vorhergehenden
Figuren zu eliminieren.
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Ausgehend
von einem in 2 beschriebenen Grundtrieb 98 aus
einem auf einer Kurbelwelle befestigten Zahnrad 100, einem
Zahnrad 102, welches auf einer Welle einer Schmierstoffpumpe
befestigt ist und einem Zahnrad 104, welches auf einer Welle
einer Kraftstoffpumpe befestigt ist, ist den Zahnrädern 102 und 104 je
ein Verspannrad 103 beziehungsweise 105 zugeordnet,
welche ein Zahnflankenspiel zwischen den lastübertragenden Zahnrädern 102 und 104 eliminieren.
Ebenfalls dargestellt ist beim Grundtrieb 98 ein Zahnrad 98,
mittels welchem eine nicht dargestellte Steuerkette und nicht dargestellte
Nockenwelle einer korrespondierenden Verbrennungskraftmaschine angetrieben
werden.
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Betrachtet
man eine Ebene 120 eines Lancaster-Massenausgleichs mit
einem auf einer Ausgleichswelle des Lancaster-Massenausgleichs befestigten
Zahnrad 106 und einem auf der anderen Welle des Lancaster-Massenausgleich
befestigten Zahnrad 108, so sind auch den Zahnrädern 106 und 108 Verspannräder 107 beziehungsweise 109 zugeordnet,
welche ein Zahnflankenspiel zwischen dem Zahnrad 106 und
dem Zahnrad 100 beziehungsweise ein Zahnflankenspiel zwischen
dem Zahnrad 108 und den Zahnrad 102 eliminieren
zur Vermeidung eines Geräuschs
und damit zur Steigerung eines Komforts für Insassen eines Kraftwagens
mit einer Verbrennungskraftmaschine mit einem derartigen Rädertriebsystem.
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Analoges
gilt auch für
eine Ebene 130 eines Ausgleichswellentriebs beispielsweise
in Form einer erwähnten
Taumelmomentenausgleichswelle, auf welcher ein Zahnrad 110 befestigt
ist. Auch dem Zahnrad 110 ist ein Verspannrad 111 zugeordnet, welches
ein Zahnflankenspiel zwischen dem Zahnrad 110 und dem Zahnrad 102 der
Kurbelwelle und damit eine Geräuschemission
vermeidet. Wie zu sehen ist, sind die Verspannräder 103, 105, 107, 109 und 111 entweder
zwischen einer nicht dargestellten Verbrennungskraftmaschine und
dem korrespondierendem Zahnrad oder auf einer Verbrennungsmaschine
abweisenden Stirnseite des zugeordneten Zahnrads anordenbar.
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- 10
- Rädertriebsystem
- 12
- Zahnrad
- 14
- Zahnrad
- 16
- Zahnrad
- 18
- Zahnrad
- 20
- Steuerkette
- 22
- Nockenwelle
- 24
- Nockenwelle
- 26
- Zahnrad
- 28
- Lancaster-Massenausgleich
- 30
- Zahnrad
- 32
- Zahnrad
- 40
- Rädertriebsystem
- 42
- Zahnrad
- 44
- Zahnrad
- 46
- Zahnrad
- 48
- Zahnrad
- 50
- Steuerkette
- 52
- Zahnrad
- 54
- Zahnrad
- 60
- Rädertriebsystem
- 62,
62'
- Lancaster-Massenausgleich
- 70
- Rädertriebsystem
- 72
- Zahnrad
- 80
- Rädertriebsystem
- 82
- Gerade
- 84
- Gerade
- 86
- Gerade
- 90
- Rädertriebsystem
- 98
- Grundtrieb
- 99
- Zahnrad
- 100
- Zahnrad
- 102
- Zahnrad
- 103
- Verspannrad
- 104
- Zahnrad
- 105
- Verspannrad
- 106
- Zahnrad
- 107
- Verspannrad
- 108
- Zahnrad
- 109
- Verspannrad
- 110
- Zahnrad
- 111
- Verspannrad
- 120
- Ebene
- 130
- Ebene
- u1
- Unwucht
- u2
- Unwucht
- u3
- Unwucht