DE10326002B4

DE10326002B4 - Stirnradantrieb für eine Brennkraftmaschine

Info

Publication number: DE10326002B4
Application number: DE2003126002
Authority: DE
Inventors: Ronald Pott; Alois Puzik; Jürgen Endeward; Peter Urban
Original assignee: Volkswagen AG
Current assignee: Volkswagen AG
Priority date: 2003-06-10
Filing date: 2003-06-10
Publication date: 2013-11-07
Anticipated expiration: 2023-06-11
Also published as: DE10326002A1

Abstract

Die Erfindung betrifft einen Stirnradantrieb für eine Brennkraftmaschine, insbesondere einen Dieselmotor, insbesondere eines Kraftfahrzeugs, mit einem Kurbelwellenrad und wenigstens einem angetriebenen Rad eines Rädertriebes, wobei zwischen dem Kurbelwellenrad und dem angetriebenen Rad wenigstens ein Zwischenrad angeordnet ist. Hierbei weist ein erstes Zwischenrad einen ersten Zahnkranz (36) auf einem ersten Rad (34) auf, welcher mit einem Zahnkranz des Kurbelwellenrades kämmt, und einen zweiten Zahnkranz (40) auf einem zweiten Rad (38) auf, welcher in kraftübertragender Verbindung mit dem angetriebenen Rad steht, wobei das erste und das zweite Rad (34, 38) des Zwischenrades über ein Maschinenelement mit dämpfender und/oder federnder Wirkung (46) kraftübertragend sowie relativ zueinander verdrehbar miteinander verbunden sind.

Description

Die Erfindung betrifft einen Stirnradantrieb für eine Brennkraftmaschine, insbesondere einen Dieselmotor, insbesondere eines Kraftfahrzeugs, mit einem Kurbelwellenrad und wenigstens einem angetriebenen Rad eines Rädertriebes, wobei zwischen dem Kurbelwellenrad und dem angetriebenen Rad wenigstens ein Zwischenrad angeordnet ist, gemäß dem Oberbegriff des Anspruchs 1.
In Brennkraftmaschinen mit einem Stirnradantrieb für Nockenwellen- und Nebenaggregateantrieb, welcher durch mehrere Zahnräder zwischen einer Kurbelwelle und einer Nockenwelle bzw. Nebenaggregaten realisiert ist, ergeben sich durch mehrere Einflüsse Schwingungsbelastungen des Stirnradantriebs. So erfolgt insbesondere bei einer Dieselbrennkraftmaschine bei einem Arbeitstakt in einem Arbeitszylinder eine relativ kräftige, jedoch kurzzeitige Anregung der Kurbelwelle, während in Zeiten zwischen jeweiligen Arbeitstakten nahezu kein Drehmoment auf die Kurbelwelle wirkt. Des weiteren kommt es zu Drehungleichförmigkeiten aufgrund periodisch schwankender Kräfte des Nockenwellenantriebs, beispielsweise wegen Kräften aufgrund des Antriebs von Pumpe-Düse-Einheiten. Dies ergibt eine relativ ungleichmäßige, ungleichförmige Bewegung der Kurbelwelle mit mehr oder weniger ruckartig schwingenden Bewegung. Toleranzen bei Bauteilen des Nockenwellenantriebs führen zu entsprechendem Spiel zwischen entsprechenden, miteinander kämmenden Zahnflanken der Zahnräder, wodurch sich Schwingungen im Stirnradantrieb entsprechend fortsetzten können. Bei unterschiedlichen Werkstoffpaarungen gibt es ein temperaturabhängiges Zahnflankenspiel, welches den Effekt verstärken kann.
Diese Drehschwingungen erhöhen die dynamische Belastung des Rädertriebes und der angeschlossenen Nebenaggregate deutlich gegenüber der im Mittel zu übertragenden Leistung. Als Folge der Wechselbeanspruchung und eines zwangsweise vorhandenen Zahnflankenspiels kommt es zu einem Zahnhämmern, welches impulsartige Stöße in das Zylinderkurbelgehäuse einleitet. Diese breitbandige Anregung des Kurbelgehäuses führt zu einer durch den Rädertrieb dominierten, unerwünschten Schallabstrahlung des Motors. Weiterhin müssen für den Antrieb der Nebenaggregate Entkopplungselemente, wie beispielsweise torsionselastische Kupplung und Freiläufe, vorgesehen werden, um die dynamischen Belastungen der Nebenaggregate zu reduzieren. Ein derartiges Entkopplungselement für ein Nebenaggregat in einem Riemen- oder Kettentrieb ist beispielsweise aus der DE 199 19 449 A1 in Form einer Triebscheibe bekannt, die einen Überlastschutz aufweist, um zu verhindern, dass ein blockierendes Nebenaggregat den gesamten Riementrieb blockiert. Der Nebenaggregateantrieb weist allerdings im Bereich der Entkopplungselemente häufig nicht die erwünschte Dauerfestigkeit auf.
Um dem Problem der Schwingungsbelastung des Stirnradantriebs zu begegnen, ist es beispielsweise aus der EP 0 987 472 A2 bekannt, bei einem Stirnradantrieb auf der Kurbelwelle der Brennkraftmaschine einen Torsionsschwingungsdämpfer anzuordnen.
Die aus DE 199 19 449 A1 bekannte Triebscheibe mit Überlastschutz für einen Riemen- oder Kettentrieb ist auf einer Welle eines Nebenaggregates oder alternativ auch auf einer antreibenden Welle des Riemen- oder Kettentriebs selbst vorgesehen sein. Durch ineinander gelegte Spiralfedern ist optional ein in Umfangsrichtung wirkender Energiespeicher ausgebildet.
Aus der DE 37 39 336 A1 ist es bekannt, in einem Antrieb zwischen Kurbelwelle und Nockenwelle ein drehschwingungsdämpfendes Element vorzusehen. Dieses ist in Form einer elastischen Kupplung auf einer Zwischenwelle angeordnet.
Die DE 199 36 825 A1 lehrt einen Drehmoment-Ausgleichsmechanismus, bei dem ein Zahnrad mit zwei Komponenten zur Unterdrückung eines Zahnrad-Schlaggeräuschs eingesetzt wird, wobei eine Komponente durch ein Metallzahnrad und eine andere Komponente durch ein Kunstharzzahnrad gebildet ist.
Die DE 199 53 822 A1 offenbart einen Steuertrieb mit kämmenden Zahnrädern für eine Brennkraftmaschine. Die Zahnräder sind zum Teil auf einer Trägereinheit angeordnet, welche mittels eines hydraulischen Spielausgleichselements einen Spielausgleich zwischen der Trägereinheit und einem Motorgehäuse und somit auch zwischen den Zahnrädern schafft.
Die US 1,124,107 zeigt einen Zahnrad-Koppeltrieb, welcher die Drehung einer Kurbelwelle auf eine Nockenwelle überträgt. Der Koppeltrieb umfasst zwei antreibende Zahnräder und zwei angetriebene Zahnräder, wobei ein angetriebenes Zahnrad drehbar auf der Nockenwelle gelagert ist und mittels einer leicht abweichenden Übersetzung bezogen auf das andere angetriebene Zahnrad in Drehung zu diesem versetzt wird.
Durch eine zwischen den angetriebenen Zahnrädern wirkende Reibungsbremse ist ein Zahnhämmern vermieden.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, einen Stirnradantrieb der obengenannten Art zur Verfügung zu stellen, wobei durch eine effektive Entkopplung die Drehungleichförmigkeiten im Stirnradtrieb verhindert und damit die dynamischen Wechselbelastungen reduziert bzw. beseitigt sind.
Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß durch einen Stirnradantrieb der o. g. Art mit den in Anspruch 1 gekennzeichneten Merkmalen gelöst. Vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung sind in den abhängigen Ansprüchen angegeben.
Dazu ist es erfindungsgemäß vorgesehen, dass das Zwischenrad einen ersten Zahnkranz auf einem ersten Rad aufweist, welcher mit einem Zahnkranz des Kurbelwellenrades kämmt, und einen zweiten Zahnkranz auf einem zweiten Rad aufweist, welcher in kraftübertragender Verbindung mit dem angetriebenen Rad steht, wobei das erste und das zweite Rad über ein Maschinenelement mit dämpfender und/oder federnder Wirkung kraftübertragend sowie relativ zueinander verdrehbar bzw. verschwenkbar miteinander verbunden sind.
Dies hat den Vorteil, dass die Schwingungsentkopplung die gesamte Massenträgheit aller dem ersten Zwischenrad nachgeordneten, angetriebenen Elemente, wie beispielsweise Nebenaggregaten, in Summe ausnutzen kann, so dass trotz entsprechend hoher Steifigkeit der Spiralfeder für eine gute Entkopplung eine niedrige Eigenfrequenz der Anordnung erzielt wird. Hierdurch ergibt sich eine wirksame Schwingungsentkopplung bei gleichzeitig hoher Dauerfestigkeit an der Entkopplungsstelle.
Beispielsweise ist der Rädertrieb ein Nockenwellenantrieb und das angetriebene Rad ein Nockenwellenrad. Alternativ ist der Rädertrieb ein Nebenaggregateantrieb und das angetriebene Rad ist ein Nebenaggregaterad.
Zweckmäßigerweise sind das erste und zweite Rad des Zwischenrades auf einem gemeinsamen Gleitlager gelagert.
In einer bevorzugten Ausführungsform ist die kraftübertragende Verbindung zwischen dem zweiten Zahnkranz des Zwischenrades und dem angetriebenen Rad als Zahnkette, Riemen oder weiteres Zwischenrad ausgebildet.
Das Maschineneelement ist vorzugsweise in einem von dem ersten und zweiten Rad des Zwischenrades ausgebildeten ringzylindrischen Raum angeordnet.
Zum Erzielen einer gewünschten Übersetzung weisen das erste und das zweite Rad des Zwischenrades unterschiedliche Außendurchmesser auf.
In einer bevorzugten Ausführungsform weist das Maschinenelement eine Spiralfeder und eine Reibfläche auf.
Weitere Merkmale, Vorteile und vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung ergeben sich aus den abhängigen Ansprüchen, sowie aus der nachstehenden Beschreibung der Erfindung anhand der beigefügten Zeichnungen. Diese zeigen in
1 eine erste bevorzugte Ausführungsform eines erfindungsgemäßen Stirnradantriebs in Aufsicht,
2 ein erstes Rad eines erfindungsgemäß ausgebildeten Zwischenrades des Stirnradantriebs gemäß 1 in Schnittansicht,
3 ein zweites Rad eines erfindungsgemäß ausgebildeten Zwischenrades des Stirnradantriebs gemäß 1 in Schnittansicht,
4 eine Schnittansicht entlang Linie A-A von 2 und 3,
5 eine Schnittansicht entlang Linie B-B von 2 und 3 und
6 eine zweite bevorzugte Ausführungsform eines erfindungsgemäßen Stirnradantriebs in Aufsicht.
Die aus 1 ersichtliche, erste bevorzugte Ausführungsform eines erfindungsgemäßen Stirnradantriebs an einem Kurbelgehäuse 10 einer ansonsten nicht näher dargestellten Brennkraftmaschine umfasst ein Kurbelwellenrad 12, ein erstes Zwischenrad 14, ein zweites Zwischenrad 16, ein Ausgleich-Zwischenrad 18 und ein Nockenwellenrad 20.
Das zweite Zwischenrad 16 kämmt mit einem Antriebszahnrad 22 für eine nicht dargestellte Wasserpumpe. Das Kurbelwellenrad 12 kämmt ferner mit einem Antriebszahnrad 24 für eine nicht dargestellte Ölpumpe sowie mit einem dritten Zwischenrad 26. Das dritte Zwischenrad 26 kämmt wiederum mit einer Zahnkette 28, die mit einem Antriebszahnrad 30 eines nicht dargestellten Generators sowie mit einem Antriebszahnrad 32 einer nicht dargestellten Servopumpe in Eingriff steht. Die Zahnräder 14, 16, 18, 20 und 22 bilden einen ersten Rädertrieb in Form eines Nockenwellenantriebs. Die Zahnräder 26, 30 und 32 bilden zusammen mit der Zahnkette 28 einen zweiten Rädertrieb in Form eines Nebenaggregateantriebs.
Erfindungsgemäß ist das dritte Zwischenrad 26 des Nebenaggregateantriebs als Doppelrad mit einem aus 2 ersichtlichen ersten Rad 34, welches einen Zahnkranz 36 aufweist, und einem aus 3 ersichtlichen zweiten Rad 38, welches einen Kettenkranz 40 aufweist, ausgebildet. Der Zahnkranz 36 kämmt mit einem Zahnkranz des Kurbelwellenrades 12 und der Kettenkranz 40 kämmt mit der Zahnkette 28. Die 4 und 5 veranschaulichen den Zusammenbau des ersten Rades 34 und des zweiten Rades 38 zum dritten Zwischenrad 26. Hierbei sind das erste und zweite Rad 34, 38 gegeneinander verdrehbar bzw. verschwenkbar, laufen zusammen auf einem gemeinsamen Gleitlager 42 und bilden einen Federraum 44 aus, in dem eine Spiral- bzw. Torsionsfeder 46 angeordnet ist. Diese Spiralfeder 46 ist derart angeordnet und ausgebildet bzw. mit den Rädern 34, 38 verbunden, dass die Spiralfeder 46 eine Kraftübertragung von dem angetriebenen ersten Rad 34 auf das abtreibende zweite Rad 38 gewährleistet, wobei die Spiralfeder 46 auf Torsion beansprucht ist.
Dieses dritte Zwischenrad 26 realisiert eine Drehschwingungsentkopplung, welche steif genug ist, um die notwendige mittlere Antriebsleistung für den Nebenaggregateantrieb zu übertragen. Um bei hinreichender Steifigkeit der Torsionsfeder 46 jedoch notwendigerweise eine Eigenfrequenz unterhalb der Erregerfrequenz im üblichen Drehzahlbereich der Brennkraftmaschine zu realisieren, ist es vorteilhaft, ein hinreichend großes Massenträgheitsmoment zur Wirkung kommen zu lassen. Das auf das dritte Zwischenrad 26 wirkende Massenträgheitsmoment ergibt sich in einer bevorzugten Ausführungsform aus der Summe der Massenträgheiten aller dem dritten Zwischenrad 26 nachgeschalteter Nebenaggregate.
Die Mechanik des dritten Zwischenrades 26 ist derart ausgelegt, dass ein vorbestimmter Winkelbereich der relativen Verdrehung der beiden Räder 34, 38 zueinander zur Verfügung steht und gleichzeitig eine entsprechende Dauerfestigkeit erzielt wird. Dazu ist der ringzylindrische Federraum 44 vorgesehen, da die Spiralfeder 46 bei einer Torsionsbelastung ihren mittleren Durchmesser ändert. Für Extrembelastungen, wie beispielsweise Kupplungsmissbrauch, ist jeweils ein Endanschlagmechanismus vorgesehen, der den Schwenkbereich der beiden Räder 34, 38 relativ zueinander entsprechend begrenzt, d. h. ein Verdrehwinkel wird über ein vorbestimmtes Maß hinaus begrenzt. Ein Verdrehwinkelintervall beträgt beispielsweise Δφ = {–10°; +80°}.
6 zeigt eine zweite bevorzugte Ausführungsform eines erfindungsgemäßen Stirnradantriebs, wobei funktionsgleiche Teile mit gleichen Bezugsziffern bezeichnet sind, wie bei der ersten Ausführungsform gemäß 1, so dass zu deren Erläuterung auf die obige Beschreibung der 1 verwiesen wird. Bei der zweiten Ausführungsform gemäß 6 erfolgt die Entkopplung über das Rad 24, welches gemäß den 2 bis 5 ausgebildet ist. Dementsprechend schlingt sich die Zahnkette 28 um dieses Rad 24. Dieses Rad 24 ist gleichzeitig ein Zwischenrad für den Nebenantrieb durch die Zahnkette 28 und ein Antriebszahnrad für die Ölpumpe. Diese Ausführungsform hat den Vorteil, dass im Nebenaggregateantrieb ein zusätzliches Zahnradpaar, nämlich die Paarung der Zahnräder 12 und 26 gemäß der ersten Ausführungsform von 1, eingespart ist und gleichzeitig auch der Ölpumpenantrieb drehschwingungsentkoppelt ist.
Neben den akustischen Vorteilen und der Dauerfestigkeit der erfindungsgemäßen Lösung kann man bei einem solchen drehschwingungsfreien Nebenaggregateantrieb auf weitere Entkopplungselemente, wie Freiläufe, verzichten. Ebenso wird ein zusätzlich verspanntes Zwischenrad im Nebenaggregateantrieb überflüssig.
Voranstehend wurde die Erfindung lediglich beispielhaft anhand eines erfindungsgemäß ausgebildeten Zwischenrades 26 bzw. 24 eines Nebenaggregateantriebs beschrieben. Die Erfindung ist jedoch nicht hierauf beschränkt. Vielmehr kann alternativ oder zusätzlich das erste Zwischenrad 14 des Nockenwellenantriebs wie das dritte Zwischenrad 26 ausgebildet sein und eine Schwingungsentkopplung im Nockenwellenantrieb realisieren.

Claims

Stirnradantrieb für eine Brennkraftmaschine, insbesondere einen Dieselmotor, insbesondere eines Kraftfahrzeugs, mit einem Kurbelwellenrad (12) und wenigstens einem angetriebenen Rad (30, 32) eines Rädertriebes, wobei zwischen dem Kurbelwellenrad (12) und dem angetriebenen Rad (30, 32) wenigstens ein Zwischenrad angeordnet ist, dadurch gekennzeichnet, dass das Zwischenrad (26; 24) einen ersten Zahnkranz (36) auf einem ersten Rad (34) aufweist, welcher mit einem Zahnkranz des Kurbelwellenrades (12) kämmt, und einen zweiten Zahnkranz (40) auf einem zweiten Rad (38) aufweist, welcher in kraftübertragender Verbindung mit dem angetriebenen Rad (30, 32) steht, wobei das erste und das zweite Rad (34, 38) des Zwischenrades (26; 24) über ein Maschinenelement mit dämpfender und/oder federnder Wirkung (46) kraftübertragend sowie relativ zueinander verdrehbar miteinander verbunden sind.
Stirnradantrieb nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der Rädertrieb ein Nockenwellenantrieb und das angetriebene Rad ein Nockenwellenrad (20) ist.
Stirnradantrieb nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der Rädertrieb ein Nebenaggregateantrieb und das angetriebene Rad ein Nebenaggregaterad (30, 32) ist.
Stirnradantrieb nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass das erste Zwischenrad gleichzeitig ein Antriebszahnrad (24) für ein Nebenaggregat ist.
Stirnradantrieb nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das erste und zweite Rad (34, 38) des Zwischenrades (26; 24) auf einem gemeinsamen Gleitlager (42) gelagert sind.
Stirnradantrieb nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die kraftübertragende Verbindung zwischen dem zweiten Zahnkranz (40) des Zwischenrades (26, 24) und dem angetriebenen Rad (30, 32) als Zahnkette (28), Riemen, Zahnriemen oder weiteres Zwischenrad ausgebildet ist.
Stirnradantrieb nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Maschinenelement (46) in einem von dem ersten und zweiten Rad (34, 38) des Zwischenrades (24; 26) ausgebildeten ringzylindrischen Raum (44) angeordnet ist.
Stirnradantrieb nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das erste und das zweite Rad (34, 38) des Zwischenrades (24; 26) unterschiedliche Außendurchmesser aufweisen.
Stirnradantrieb nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass Maschinenelement eine Spiralfeder und eine Reibfläche aufweist.