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Die Erfindung betrifft eine seitliche Antriebswelle eines Antriebsstranges, die über ein innenliegendes Gleichlaufgelenk mit einer Getriebeabtriebswelle einer Antriebseinheit und über ein außenliegendes Gleichlaufgelenk mit einem lenkbaren Rad verbindbar ist, wobei die seitliche Antriebswelle modular aufgebaut ist und zwei Wellenabschnitte umfasst, die unter Verwendung eines Kardangelenks miteinander verbunden sind.
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Mit Ausnahme der Verwendung eines Kardangelenks zum Verbinden der zwei Wellenabschnitte offenbart die deutsche Offenlegungsschrift
DE 29 05 453 A1 eine seitliche Antriebswelle der vorstehend genannten Art. Die deutsche Offenlegungsschrift
DE 20 25 061 A beschreibt ebenfalls eine seitliche Antriebswelle der eingangs genannten Art, wobei anstelle des innenliegenden Gleichlaufgelenks ein Kardangelenk eingesetzt wird. Die Verwendung eines Gleichlaufgelenks als innenliegendes Gelenk offenbart hingen die deutsche Offenlegungsschrift
DE 36 29 297 A1 . Die
DE 11 2015 003 024 T5 beschreibt wie ein röhrenförmiger Abschnitt und ein Wellenabschnitt, die ineinander stecken und jeweils mit einer Kerbverzahnung ausgestattet sind, infolge von Spalten zwischen den Zähnen der Kerbverzahnungen gegeneinander verdrehbar sind, wobei der relative Drehwinkel durch die Größe der Spalte bestimmt ist. Ein Anschlagmechanismus wird dadurch geschaffen und der Drehwinkel wird dadurch begrenzt, dass die Kerbverzahnungen in Eingriff gebracht werden.
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Anfangs waren die Entwicklungsarbeiten im Rahmen der Fahrzeugakustik ausschließlich auf die Geräuschminderung fokussiert. Im Vordergrund standen dabei zunächst die Brennkraftmaschine als die dominierende Geräuschquelle des Kraftfahrzeuges und später auch die Nebenaggregate als Geräuschquellen, die maßgeblich zur Gesamtgeräuschemission beitragen.
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Zunehmend wird versucht, die vom Kraftfahrzeug verursachten Geräusche nicht nur zu mindern, sondern gezielt zu beeinflussen bzw. zu nutzen, was gemeinhin auch als Geräuschdesign bzw. Sounddesign bezeichnet wird. Motiviert werden diese Entwicklungsarbeiten durch die Erkenntnis, dass die Kaufentscheidung eines potentiellen Kunden beim Erwerb eines Fahrzeuges nicht unwesentlich vom Geräusch der Brennkraftmaschine bzw. des Fahrzeugs beeinflusst wird. So bevorzugt der Fahrer eines Sportwagens ein Fahrzeug bzw. einen Motor, dessen Geräusch den sportlichen Charakter des Fahrzeuges unterstreicht.
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Als Geräuschquellen an einem Kraftfahrzeug können grundsätzlich Luftschallquellen und Körperschallquellen unterschieden werden.
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Zu den Luftschallquellen zählen beispielsweise das Ansauggeräusch, das Auspuffmündungsgeräusch und das Lüftergeräusch des Kühlers, wohingegen zu den Körperschallquellen insbesondere der über die Motorlager an die Karosserie angebundene Antriebsstrang sowie die abrollenden und ebenfalls an der Karosserie gelagerten Reifen gehören.
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Die durch Stöße und Wechselkräfte zu Körperschallschwingungen angeregte Motorstruktur strahlt über ihre Motoroberflächen den Körperschall als Luftschall ab und generiert auf diese Weise das eigentliche Motorgeräusch.
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Die wichtigsten Bauteile mit Stoß- und Kraftanregung sind das Kurbelgehäuse, der Zylinderblock, der Zylinderkopf, der Kurbeltrieb, der Kolben und der Ventiltrieb. Diese Bauteile sind den Massen- und Gaskräften ausgesetzt.
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Die Kurbelwelle bildet zusammen mit den an ihr angekoppelten Triebwerksteilen ein schwingungsfähiges System. Dabei wird die Kurbelwelle durch die sich zeitlich verändernden Drehkräfte, welche über die an den einzelnen Kurbelzapfen angelenkten Pleuelstangen in die Kurbelwelle eingeleitet werden, zu Drehschwingungen angeregt. Die Drehschwingungen der Kurbelwelle führen dabei sowohl zu Geräuschen durch Körperschallabstrahlung als auch zu Geräuschen durch Körperschalleinleitung in die Karosserie und in die Brennkraftmaschine.
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Bei Anregung der Kurbelwelle im Eigenfrequenzbereich kann es dabei zu hohen Drehschwingungsamplituden kommen, die sogar zum Dauerbruch führen können.
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Aufgrund der hohen dynamischen Belastung der Kurbelwelle durch die Massen- und Gaskräfte sind die Konstrukteure bei der Auslegung der Brennkraftmaschine bemüht, einen möglichst weitgehenden d.h. optimierten Massenausgleich zu realisieren. Dabei werden unter Massenausgleich sämtliche Maßnahmen zusammengefasst, die die Wirkung der Massenkräfte nach außen kompensieren bzw. verringern. In diesem Zusammenhang werden die Kröpfung der Kurbelwelle, die Anzahl und die Anordnung der Zylinder und die Zündfolge der einzelnen Zylinder in der Weise gewählt, dass ein möglichst optimaler Massenausgleich erzielt wird.
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Die Drehschwingungen der Kurbelwelle führen zu Drehzahlschwankungen der Brennkraftmaschine und werden über den Steuertrieb bzw. Nockenwellenantrieb auch auf die Nockenwelle übertragen, wobei die Nockenwelle selbst auch ein schwingungsfähiges System darstellt und weitere Systeme, insbesondere den Ventiltrieb, zu Schwingungen anregen kann. Die Einleitung von Schwingungen in andere Nebenaggregate via von der Kurbelwelle angetriebene Zugmitteltriebe ist ebenfalls möglich. Zudem werden die Schwingungen der Kurbelwelle in den Antriebsstrang eingeleitet, über welchen eine Weiterleitung in das Getriebe und die Antriebswellen bis hin zu den Reifen eines Fahrzeuges erfolgen kann.
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Zur Minderung von Drehzahlschwankungen wird die Masse des schwingungsfähigen Systems durch Anordnen eines Schwungrades auf der Kurbelwelle erhöht. Infolge der größeren Masse verfügt das System über eine erhöhte Trägheit. Die Drehbewegung der Kurbelwelle wird gleichförmiger.
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Wird das Schwungrad, welches in der Regel auf der einen Seite an der Kurbelwelle befestigt und auf der anderen Seite über die Kupplung mit dem Getriebe verbunden ist, als Zweimassen-Schwungrad ausgeführt, übernimmt das Schwungrad zusätzlich die Funktion eines Schwingungsdämpfers, welcher die Drehschwingungen zwischen Kupplung und Antrieb mindert.
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Um die Drehschwingungen der Kurbelwelle bzw. im Antriebsstrang zu dämpfen, können Drehschwingungsdämpfer, d.h. Torsionsschwingungsdämpfer, vorgesehen werden. Infolge einer Relativbewegung der Masse des Schwingungsdämpfers zur Kurbelwelle wird ein Teil der Drehschwingungsenergie durch Reibungsarbeit abgebaut.
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Die Entwicklungsarbeiten hinsichtlich der Geräuschminderung des Motors haben dazu geführt, dass der Geräuschanteil des Motors, d.h. das eigentliche Motorengeräusch, stetig abnahm. Moderne Kraftfahrzeuge sind in der Regel mit sehr laufruhigen Brennkraftmaschinen ausgestattet, deren Betriebsgeräusch im Fahrzeuginnenraum kaum mehr wahrnehmbar ist bzw. unter Umstanden sogar von anderen Geräuschen wie dem Geräusch der abrollenden Räder, der Lüftung oder dergleichen übertönt wird.
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Von besonderer Bedeutung für den akustischen Fahrkomfort ist - neben der Körperschalleinleitung über die Motorlagerung - die Körperschalleinleitung via die seitlichen Antriebswellen in die Lagerung und die Aufhängung der Reifen bzw. Räder und von dort in die Karosserie. Die via die seitlichen Antriebswellen eingetragenen Schwingungen können im Einzelfall am Lenkrad sowie im Sitz vom Fahrer des Kraftfahrzeuges wahrgenommen werden. Der Komfort wird dadurch in besonders nachteiliger Weise beeinflusst. Problematisch in diesem Zusammenhang ist insbesondere das Schwingungsverhalten bzw. Geräuschverhalten im Leerlaufbetrieb einer Brennkraftmaschine mit Automatikgetriebe.
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Die deutsche Patentschrift
DE 33 18 449 C2 behandelt die vorstehende Problematik; wie auch die vorliegende Erfindung.
1 zeigt einen Ausschnitt des Antriebsstranges eines Kraftfahrzeuges, nämlich die Lagerung
13,
14 und Aufhängung
15 eines lenkbaren Rades
9 an der Karosserie
2 mitsamt der zugehörigen seitlichen Antriebswelle
6.
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Dargestellt ist eine Antriebseinheit 1 eines Kraftfahrzeuges mit Frontantrieb, welche unter Verwendung von Gummipuffern 3 als Motorlager am Fahrgestell 2 gelagert ist. An jeder Seite der Antriebseinheit 1 ist eine Getriebeabtriebswelle 4 quer angeordnet, welche über ein innenliegendes Gleichlaufgelenk 5 mit einer seitlichen Antriebswelle 6 verbunden ist. Die seitliche Antriebswelle 6 ist wiederum über ein außenliegendes Gleichlaufgelenk 7 mit einem Achszapfen 8 verbunden, welcher ein lenkbares Rad 9 aufnimmt und antreibt.
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Der Achszapfen 8 dreht sich in einem Achsschenkel 10, welcher über ein oberes und ein unteres Kugelgelenk 11, 12 am äußeren Ende von zwei Querlenkern 13, 14 schwenkbar gelagert ist. An ihrem inneren Ende sind die beiden Querlenker 13, 14 gelenkig am Fahrgestell 2 befestigt. Zwischen dem oberen Querlenker 13 und dem Fahrgestell 2 ist eine Aufhänge- und Federungsvorrichtung 15 angeordnet.
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Das innenliegende Gleichlaufgelenk 5 wird regelmäßig als Tripode-Verschiebegelenk 5 ausgebildet, welches eine Tripode und eine Tulpe umfasst. Die axiale Verschiebbarkeit des Tripodegelenks 5 verhindert die Einleitung von Axialschwingungen (siehe Doppelpfeil f) in die seitliche Antriebswelle 6 bzw. filtert die Schwingungen in axialer Richtung heraus.
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Radialschwingungen der Getriebeabtriebswelle 4 werden hingegen via dem innenliegenden Gleichlaufgelenk 5 ungehindert, d.h. ungefiltert in die seitliche Antriebswelle 6 eingeleitet. Diese Radialschwingungen (siehe Pfeile F) werden von der starren seitlichen Antriebswelle 6 vom innenliegenden Gleichlaufgelenk 5 zum radseitigen außenliegenden Gleichlaufgelenk 7 hin dynamisch übertragen und gelangen über den Achszapfen 8, den Achsschenkel 10 und die Querlenker 13, 14 in das Fahrgestell 2. Ein Teil dieser Schwingungen wird bis in das Lenkrad und den Fahrersitz weitergeleitet und vom Fahrer wahrgenommen. Der Komfort wird dadurch in besonders nachteiliger Weise beeinflusst.
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Die
DE 33 18 449 C2 schlägt zur Lösung der vorstehend dargelegten Problematik Maßnahmen vor, welche verhindern sollen, dass die Radialschwingungen den Achszapfen
8 erreichen. D.h. es wird Einfluss genommen auf den Übertragungsweg bzw. die Übertragung der Radialschwingungen.
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Zielführend soll es dabei sein, der Baugruppe umfassend die seitliche Antriebswelle 6 sowie die mit der Antriebswelle 6 verbundenen Teile, wie beispielsweise der Tripode des innenliegenden Gleichlaufgelenks 5, eine bestimmte Massenverteilung zu geben, wodurch eine dynamische Entkopplung der beiden Gleichlaufgelenke 5, 7 erreicht werden soll.
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Vor dem Hintergrund des vorstehend Gesagten ist es die Aufgabe der vorliegenden Erfindung eine seitliche Antriebswelle eines Antriebsstranges gemäß dem Oberbegriff des Anspruchs 1 bereitzustellen, mit der die in die Radaufhängung bzw. Radlagerung und die Karosserie eingeleiteten Radialschwingungen bzw. die diese Schwingungen verursachenden Kräfte zumindest reduziert, gegebenenfalls eliminiert werden.
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Gelöst wird diese Aufgabe durch eine seitliche Antriebswelle eines Antriebsstranges, die über ein innenliegendes Gleichlaufgelenk mit einer Getriebeabtriebswelle einer Antriebseinheit und über ein außenliegendes Gleichlaufgelenk mit einem lenkbaren Rad verbindbar ist, wobei die seitliche Antriebswelle modular aufgebaut ist und zwei Wellenabschnitte umfasst, die unter Verwendung eines Kardangelenks miteinander verbunden sind, und die dadurch gekennzeichnet ist, dass die zwei Wellenabschnitte der modular aufgebauten seitlichen Antriebswelle im Kardangelenk um einen Knickwinkel y < 1° gegeneinander verschwenkbar sind.
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Die erfindungsgemäße Antriebswelle ist modular aufgebaut. Die zwei Wellenabschnitte der seitlichen Antriebswelle sind kardanisch, d.h. unter Verwendung eines Kardangelenks, miteinander verbunden und gegeneinander verschwenkbar, d.h. anders als im Stand der Technik nicht starr.
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Durch Vorsehen eines Kardangelenks wird die Biegesteifigkeit der seitlichen Antriebswelle gezielt beeinflusst und in gewissem Sinne herabgesetzt. Das Kardangelenk bzw. die Antriebswelle setzt einer Verformung zunächst keinen Widerstand entgegen, wenn radiale Kräfte von Seiten des Getriebes, d.h. via Getriebeabtriebswelle in die Antriebswelle eingeleitet werden; abgesehen von den Verstellkräften im Kardangelenk, die aus der Reibung im Gelenk resultieren. Die erfindungsgemäß weniger starre Antriebswelle ist somit biegeweicher und gibt unter Belastung zunächst nach, bevor die für die Radialschwingungen ursächlich verantwortlichen radialen Kräfte bei blockiertem Kardangelenk via Antriebswelle übertragen und in das außenliegende Gleichlaufgelenk eingeleitet werden.
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Je niedriger die Biegesteifigkeit der seitlichen Antriebswelle ist bzw. gewählt wird desto kleiner sind die von der Antriebswelle übertragenen radialen Kräfte, die via außenliegendem Gleichlaufgelenk in das Rad und via Aufhängung in die Karosserie eingeleitet und im Einzelfall bis in das Lenkrad und den Fahrersitz weitergeleitet werden.
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Erfindungsgemäß sind die zwei Wellenabschnitte der modular aufgebauten seitlichen Antriebswelle im Kardangelenk um einen Knickwinkel y gegeneinander verschwenkbar.
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Die Dimensionierung des erfindungsgemäßen Knickwinkels y hängt vom Einzelfall ab. Der erfindungsgemäße Knickwinkel y ist aber in jedem Falle deutlich kleiner als die Winkel, um welche sich andere Gelenke des Antriebsstranges üblicherweise verschwenken lassen, beispielsweise das innenliegende Gleichlaufgelenk und das außenliegende Gleichlaufgelenk.
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Erfindungsgemäß gilt: γ < 1°.
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Damit wird die der Erfindung zugrundeliegende Aufgabe gelöst, nämlich eine seitliche Antriebswelle bereitgestellt, mit der die in die Radaufhängung bzw. Radlagerung und die Karosserie eingeleiteten Radialschwingungen bzw. die diese Schwingungen verursachenden Kräfte zumindest reduziert, gegebenenfalls eliminiert werden.
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Radialschwingungen können insbesondere bei Kraftfahrzeugen mit Automatikgetriebe auftreten, die stillstehen und bei denen sich das Getriebe in der Schaltposition „D“ befindet. Dann üben die seitlichen Antriebswellen, die beidseitig des Getriebes vorgesehen sind und das Getriebe mit den Rädern verbinden, Kräfte auf die Antriebseinheit aus, die ein Moment um die Rollachse erzeugen und eine vertikale bzw. radiale Kraftkomponente aufweisen.
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Weitere vorteilhafte Ausführungsformen der seitlichen Antriebswelle werden im Folgenden im Zusammenhang mit den Unteransprüchen beschrieben.
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Vorteilhaft sind Ausführungsformen der seitlichen Antriebswelle, bei denen das innenliegende Gleichlaufgelenk ein Tripode-Verschiebegelenk ist.
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Diese Ausführungsform bietet Vorteile hinsichtlich der Einleitung von Axialschwingungen in die Antriebswelle. Die axiale Verschiebbarkeit des Tripodegelenks verhindert nämlich die Einleitung von Axialschwingungen in die seitliche Antriebswelle bzw. filtert diese Schwingungen in axialer Richtung heraus; zumindest solange das Gelenk nicht blockiert und axial verschieblich ist.
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Vorteilhaft sind Ausführungsformen der seitlichen Antriebswelle, bei denen das außenliegende Gleichlaufgelenk ein Rzeppagelenk ist.
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Ein Rzeppagelenk umfasst eine Innennabe und eine Außennabe sowie eine Vielzahl von Kugeln, die in einem Käfig zwischen der Innennabe und der Außennabe gehalten werden.
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Vorteilhaft sind Ausführungsformen der seitlichen Antriebswelle, bei denen gilt: γ < 0.75°.
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Vorteilhaft sind in diesem Zusammenhang Ausführungsformen der seitlichen Antriebswelle, bei denen gilt: y < 0.6°.
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Vorteilhaft sind in diesem Zusammenhang auch Ausführungsformen der seitlichen Antriebswelle, bei denen gilt: γ < 0.5°.
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Vorteilhaft sind in diesem Zusammenhang insbesondere Ausführungsformen der seitlichen Antriebswelle, bei denen gilt: y < 0.35°.
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Vorteilhaft sind in diesem Zusammenhang besonders Ausführungsformen der seitlichen Antriebswelle, bei denen gilt: γ < 0.25°.
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Vorteilhaft sind Ausführungsformen der seitlichen Antriebswelle, bei denen das Kardangelenk der eingebauten Antriebswelle einen Abstand L1 zum innenliegenden Gleichlaufgelenk und einen Abstand L2 zum außenliegenden Gleichlaufgelenk aufweist mit L2 /L1 < 0.5. Die vorstehende Ausführungsform trägt dem Umstand Rechnung, dass es besonders vorteilhaft ist, das Kardangelenk radseitig, d.h. möglichst nahe des außenliegenden Gleichlaufgelenkes, vorzusehen und damit in einem Bereich der Antriebswelle, in welchem das Biegemoment infolge Einleitung von Radialkräften am innenliegenden Gleichlaufgelenk besonders groß ist.
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Seitliche Antriebswellen für Personenkraftfahrzeuge weisen regelmäßig eine Länge L zwischen 400 und 800 Millimeter auf.
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Vorteilhaft sind in diesem Zusammenhang insbesondere Ausführungsformen der seitlichen Antriebswelle, bei denen gilt: L2/L1 < 0.35.
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Vorteilhaft sind in diesem Zusammenhang besonders Ausführungsformen der seitlichen Antriebswelle, bei denen gilt: L2/L1 < 0.25.
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Vorteilhaft sind in diesem Zusammenhang Ausführungsformen der seitlichen Antriebswelle, bei denen gilt: L2/L1 < 0.2 bzw. L2/L1 < 0.15 bzw. L2/L1 < 0.1.
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Im Folgenden wird die Erfindung anhand eines Ausführungsbeispiels und gemäß den 1 und 2 näher beschrieben. Es zeigt:
- 1 schematisch die Lagerung und Aufhängung eines lenkbaren Rades an der Karosserie mitsamt der seitlichen Antriebswelle sowie der Antriebseinheit gemäß der DE 33 18 449 C2 , und
- 2 schematisch eine erste Ausführungsform der seitlichen Antriebswelle eines Antriebsstranges mitsamt dem außenliegenden Gleichlaufgelenk sowie dem Achszapfen.
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1 wurde bereits im Zusammenhang mit dem Stand der Technik erörtert, weshalb an dieser Stelle Bezug genommen wird auf die entsprechenden Ausführungen.
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2 zeigt schematisch eine erste Ausführungsform der seitlichen Antriebswelle 6 eines Antriebsstranges mitsamt dem außenliegenden Gleichlaufgelenk 7 sowie dem Achszapfen 8. Es soll nur ergänzend zu 1 ausgeführt werden, weshalb im Übrigen Bezug genommen wird auf 1 und die dazugehörige Beschreibung. Für dieselben Bauteile wurden dieselben Bezugszeichen verwendet.
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Die seitliche Antriebswelle 6 ist in der Einbauposition über ein innenliegendes Gleichlaufgelenk 5 mit einer Getriebeabtriebswelle 4 einer Antriebseinheit verbunden und kann mittels Getriebeabtriebswelle 4 in Drehung versetzt werden.
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Über ein außenliegendes Gleichlaufgelenk 7 ist die Antriebswelle 6 mit einem lenkbaren Rad verbunden, wobei das Rad von einem Achszapfen 8 aufgenommen wird.
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Das außenliegende Gleichlaufgelenk 7 ist vorliegend ein Rzeppagelenk 7a, das eine Innennabe 17 und eine Außennabe 18 umfasst sowie eine Vielzahl von Kugeln 19, die in einem nicht dargestellten Käfig zwischen der Innennabe 17 und der Außennabe 18 gehalten werden. Vorliegend wird die Außennabe 18 von einer Glocke 20 gebildet, die einteilig mit dem Achszapfen 8 ausgeformt ist. Die Innennabe 17 ist mittels Seeger-Ring 21 gegen axiales Verschieben auf der Antriebswelle 6 gesichert.
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Die seitliche Antriebswelle 6 ist modular aufgebaut und umfasst zwei Wellenabschnitte 6a, 6a, die kardanisch, d.h. unter Verwendung eines Kardangelenks 16 miteinander verbunden sind.
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Das Kardangelenk 16 ist radseitig vorgesehen, d.h. näher zum außenliegenden Gleichlaufgelenk 7 als zum innenliegenden Gleichlaufgelenk 5 angeordnet.
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Das Kardangelenk 16 hat einen Abstand L1 zum innenliegenden Gleichlaufgelenk 5, d.h. zum innenliegenden Ende der Antriebswelle 6, und einen Abstand L2 zum außenliegenden Gleichlaufgelenk 7, d.h. zum außenliegenden Ende der Antriebswelle 6. Es gilt: L2/L1 ≈ 0.47.
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Bezugszeichenliste
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- 1
- Antriebseinheit
- 2
- Karosserie, Fahrgestell
- 3
- Motorlager, Gummipuffer
- 4
- Getriebeabtriebswelle
- 5
- innenliegendes Gleichlaufgelenk, Tripode-Verschiebegelenk
- 6
- seitliche Antriebswelle
- 6a
- erster Wellenabschnitt
- 6b
- zweiter Wellenabschnitt
- 7
- außenliegendes Gleichlaufgelenk
- 7a
- Rzeppagelenk
- 8
- Achszapfen
- 9
- Rad, lenkbares Rad
- 10
- Achsschenkel
- 11
- oberes Kugelgelenk
- 12
- unteres Kugelgelenk
- 13
- oberer Querlenker
- 14
- unterer Querlenker
- 15
- Aufhängevorrichtung, Federungsvorrichtung
- 16
- Kardangelenk
- 17
- Innennabe
- 18
- Außennabe
- 19
- Kugel
- 20
- Glocke
- 21
- Seeger-Ring
- L
- Länge einer seitlichen Antriebswelle
- L1
- Abstand des Kardangelenks zum innenliegenden Gleichlaufgelenk
- L2
- Abstand des Kardangelenks zum außenliegenden Gleichlaufgelenk
