DE1082080B

DE1082080B - Maschine mit einer von hin- und her-gehenden Kolben gedrehten Kurbelwelle, die mit einer torsionsfedernden Antriebswelle und einer Daempfermasse verbunden ist

Info

Publication number: DE1082080B
Application number: DEG25353A
Authority: DE
Inventors: Hulki Aldikacti; Fred Francis Timpner
Original assignee: Motors Liquidation Co
Current assignee: Motors Liquidation Co
Priority date: 1957-09-19
Filing date: 1958-09-19
Publication date: 1960-05-19
Also published as: US3056312A

Description

DEUTSCHES

Die Erfindung betrifft eine Maschine mit einer von hin- und hergehenden Kolben gedrehten Kurbelwelle, die mit einer verhältnismäßig torsionsfedernden Antriebswelle und mit einer flüssigkeitsgedämpften Dämpfermasse verbunden ist.

Bei niedrigen Maschinendrehzahlen üben die hin' und hergehenden Kolben auf die Kurbelwelle ein oszillierendes Drehmoment aus, und die Kurbelwelle schwingt als relativ starres Bauteil nicht resonierend. Es ist bekannt, diese Schwingungen durch Anbau von Schwungrädern an die Kurbelwelle, die die Trägheit des Systems erhöhen, herabzusetzen. Das zusätzliche Schwungrad erhöht aber das Gesamtgewicht der Maschine, verschlechtert das Beschleunigungsvermögen der Maschine und führt zu der Schwierigkeit, daß die Eigenfrequenz der Drehschwingungen innerhalb der Kurbelwelle so weit herabgesetzt wird, daß eine Kompensierung notwendig ist.

Es ist auch bekannt, mit der Kurbelwelle eine flüssigkeitsgedämpfte Dämpfermasse an ihrem dem mit der Antriebswelle verbundenen Ende abgewandten Ende zu verbinden. Der Dämpfer ist hierbei so ausgebildet, daß die kinetische Energie durch die Flüssigkeit in wechselnder Richtung zwischen dem Dämpfer und einem frei drehbaren, schweren, beschaufelten Teil übertragen wird, um die Torsionsschwingungen in der Antriebswelle zu verringern.

Die vorliegende Erfindung befaßt sich mit dem Problem, die Schwingungen der als verhältnismäßig starre Einheit nicht resonierend schwingenden Kurbelwelle bei kleinen Maschinendrehzahlen zu dämpfen und zugleich Schwingungen innerhalb der Kurbelwelle zu vermindern.

Dieses Problem wird durch die Erfindung dadurch gelöst, daß die Dämpfermasse mit dem Ende der Kurbelwelle verbunden ist, das dem mit der Antriebswelle verbundenen Ende abgewandt ist, und daß die Torsionsfederkonstante der Antriebswelle und das Trägheitsmoment der Dämpfermasse so zueinander gewählt sind, daß bei niedriger Maschinendrehzahl ein abgestimmter Torsionsschwingungsdämpfer entsteht, während Schwingungen bei Resonanz durch die Flüssigkeitsdämpfung vermindert werden.

Es ist besonders vorteilhaft, als Dämpfermasse das Pumpenrad eines hydrodynamischen Drehmomentwandlers zu benutzen, dessen Arbeitsflüssigkeit die Dämpfungsflüssigkeit bildet, da der Drehmomentwandler ein Teil der Antriebskette sein kann, so daß die gewünschte Dämpfung ohne zusätzliche Bauteile erreichbar ist.

Der Umfang der Erfindung ergibt sich aus den Ansprüchen. Die Erfindung wird an Hand der Zeichnungen beispielsweise beschrieben. In der Zeichnung ist

Fig. 1 eine schematische Seitenansicht eines Kraftfahrzeugs mit der Einrichtung nach der Erfindung,

Fig. 2 eine ähnliche Seitenansicht einer anderen Ausführungsform,

Maschine mit einer von hin- und hergehenden Kolben gedrehten Kurbelwelle, die mit einer torsionsfedernden

Antriebswelle und einer Dämpfermasse

verbunden ist

Anmelder:

General Motors Corporation,
Detroit, Mich. (V. St. A.)

Vertreter: Dipl.-Ing. E. Vorwerk

und Dipl.-Ing. K. Walther, Patentanwälte,

Berlin-Charlottenburg 9, Bolivarallee 9

Beanspruchte Priorität:
V. St. v. Amerika vom 19. September 1957

Fred Francis Timpner, Birmingham, Mich.,

und Hulki Aldikacti, Royal Oak, Mich. (V. St. A.),

sind als Erfinder genannt worden

Fig. 3 eine schematische Darstellung einer Einrichtung, deren Trägheitsmoment dem der Kurbelwelle einer Maschine bei niedriger Drehzahl entspricht,

Fig. 4 eine schematische Darstellung einer Einrichtung mit Trägheitsmomenten entsprechend dem Vorschlag der Erfindung,

Fig. 5 ein Schaubild der Drehmomentkurve einer Einzylindermaschine,

Fig. 6 ein Schaubild der Drehmomentkurve einer Achtzylindermaschine,
Fig. 7 ein Schaubild der Schwingungsamplituden eines flüssigkeitsgedämpften Schwingungsdämpfers mit verschiedenem Dämpfungsgrad und

Fig. 8 ein Schaubild der Schwingungsamplituden bei verschiedenen Drehzahlen von anderen Einrichtungen im Vergleich zu einer Einrichtung nach der Erfindung.

Bei Mehrzylindermaschinen mit hin- und hergehenden Kolben treten zwei Hauptgruppen von Schwingungen auf. Bei beiden Gruppen werden die Schwingungen durch periodische Beschleunigungen beweglicher Teile der Maschine und durch periodische Änderungen des im Betrieb auf die Kolben wirkenden Druckes angefacht. Die erste Gruppe von Schwingungen sind diejenigen, die auf den Fährzeugrahmen oder -körper durch die Maschine als Ganzes übertragen werden. Die zweite Gruppe sind Drehschwingungen infolge von Schwin-

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gungen in der Kurbelwelle, (Se auf Elemente der Antriebs- Während des Verbrennungshubes F wird auf den Kolben kette übertragen werden. Diese zweite Gruppe von nach je zwei Kurbelwellenumdrehungen ein positives Schwingungen kann in zwei Arten unterteilt werden. Drehmoment entwickelt. Während des Auslaßhubes E Die erste Art sind Drehschwingungen der Kurbelwelle als und des Einlaßhubes I wirkt am Kolben kein Dreh-Ganzes, die also als feste starre Einheit anzusehen ist. 5 moment, während beim Verdichtungshub C₀ ein kleines Die zweite Art sind Drehschwingungen innerhalb der negatives Drehmoment entsteht. Die gestrichelte Linie Kurbelwelle, die durch Verdrehen der Kurbelwelle in sich zeigt das mittlere Drehmoment während zweier Umläufe entstehen. Drehschwingungen der ersten Art der zweiten der Kurbelwelle.

Gruppe entstehen inr allgemeinen nur bei niedrigen In Fig. 6 ist das Gesamtdrehmoment T einer Acht-Maschinendrehzahlen, -wemt die Welle verhältnismäßig io zyHndermaschine über dem Kurbelwinkel aufgetragen, steif ist, und werden durch das wechselweise Zünden in Es ergeben sich bei jeder Umdrehung der Kurbelwelle den einzelnen Zylindern angefacht, wodurch ein ver- vier Schwingungen des Drehmoments, wobei die maxiänderlicher Druck auf die Kolben und damit ein ver- male Schwingung T₀ beträgt. Die gestrichelte Linie änderliches Drehmoment auf die Kurbelwelle bedingt ist. stellt das mittlere auf die Kurbelwelle wirkende Dreh-Wirkt die Kurbelwelle als starre Einheit, so gibt es keine 15 moment dar, das unter Annahme einer konstanten Eigenschwingungszahl oder Resonanzfrequenz der Welle. Maschinendrehzahl der Belastung der Maschine ent-Da die Welle mit einem anderen Element nicht nach- spricht. Bei niedrigen Drehzahlen wirken die Kurbelgiebig verbunden ist, ist sie nicht Teil eines Resonanz- welle und die zugeordneten Teile als starre nichtresoniesystems. Die Schwingungen können klein gehalten rende Einheit, wie sie in Fig. 3 schematisch durch eine werden, indem die Trägheit des Systems erhöht wird, um 20 einzige umlaufende Scheibe 1 dargestellt ist, die ein das Ansprechen auf die Schwingungen zu verringern. konstantes Lastdrehmoment T₀ und einen Antriebs-Zum Beispiel kann dies durch Ansetzen eines schweren impuls hat, der aus einem konstanten Drehmoment T₀ Schwungrades auf die Kurbelwelle geschehen. Dies führt und einem sinusveränderlichen Drehmoment T₀ sin Wt zu einem geringeren Schwingungsgrad des Systems bei zusammengesetzt ist. t ist hierbei die Zeit und W die einer gegebenen, Schwingungen anfachenden Kraft. 25 Drehgeschwindigkeit. Die Scheibe 1 hat ein Trägheits-Drehschwingungen dieser Art werden auch dadurch moment, das dem der Kurbelwelleneinheit gleich ist. Die kleingehalten, wenn eine verhältnismäßig große Leerlauf- beiden Drehmomente T_c sind gleich groß und einander drehzahl gewählt wird, so daß ein Betrieb der Maschine entgegengerichtet, so daß das -System allein mit dem mit kleiner Drehzahl vermieden wird, bei der die Schwin- veränderlichen Drehmoment T₀ sin Wt untersucht werden gungsamplitude groß ist. 30 kann.

Drehschwingungen der zweiten Art der zweiten Gruppe Es ist

treten auf, wenn die Maschine mit größeren Drehzahlen T₀ sin Wt — J · Θ,
läuft und die Kurbelwelle nicht mehr als starre Einheit

wirkt, sondern Teil eines Resonanzsystems wird, das aus wobei Θ die Winkelbeschleunigung der Kurbelwelle ist.

einer Gruppe voneinander unabhängiger, federnd mit- 35 Durch zweimalige Integration dieser Gleichung erhält man

einander verbundener Einheiten besteht. Bei hohen .

Drehzahlen wirken die Teile der Kurbelwelle zwischen den # — l_Qsm.Wt ^

einzelnen Kurbelwangen jedes als eigene Welle, so daß die / W²
gesamte Kurbelwelle mehrere Eigenschwingungszahlen

hat. Bei einer Achtzylinder-V-Maschine ohne Schwung- 40 wobei # die Winkelverlagerung der als starres Element rad gibt es vier Resonanzfrequenzen mit je verschiedenen betrachteten Kurbelwelle ist in bezug zu dem sich Knoten längs der Kurbelwelle. Bei Zufügen eines ändernden Drehmoment. Bei einer Achtzylindermaschine Schwungrades kommt eine fünfte Resonanzfrequenz tritt die maximale Verlagerung &_max alle 90°, also vierhinzu, die beträchtlich niedriger als die anderen ist. mal bei einem Umlauf der Kurbelwelle ein, und da bei Praktisch werden Maschinen selten mit Drehzahlen über 45 90° sin Wt = 1 ist, ergibt sich
der ersten oder vom Schwungrad angefachten Resonanzfrequenz betrieben. Verfahren zur Bekämpfung dieser η ~~T₀

Schwingungen bei hoher Drehzahl sehen gewöhnlich ^max JW^Z

die Verwendung eines Drehschwingungsausgleichers vor,

der auf diese hohen Frequenzen abgestimmt und an der 50 W ist die Frequenz der Drehmomentimpulse und

Kurbelwelle befestigt ist. - erhöht sich bei ansteigender Maschinendrehzahl, so daß

Die Verwendung von Schwungrädern zur Verringerung sich ftmax im Quadrat der Drehzahl vermindert. Dies

des Ansprechens der Kurbelwelle auf Schwingungen der bestätigt die praktische Beobachtung, daß eine Maschine

ersten Art der zweiten Gruppe hat mehrere Nachteile. im Leerlauf bei höheren Leerlaufdrehzahlen weicher

Zusätzlich zur Erhöhung des Gewichts der Maschine und 55 läuft, und Maschinen werden daher auf eine genügend

damit im Falle einer Kraftfahrzeugmaschine auch des hohe Leerlaufdrehzahl ausgelegt, um &_max in ertrag-

Fahrzeuggewichts verringert das Schwungrad auch das liehen Grenzen zu halten.

Beschleunigungsvermögen der Maschine. Ferner wirkt Durch Vergrößern der Maße oder des wirksamen

es auf eine Herabsetzung der Resonanzfrequenzen der Radius des Kurbelwellensystems durch Anbringen eines

Drehschwingungen der zweiten Art der zweiten Gruppe, 60 schweren Schwungrades an der Kurbelwelle kann /

so daß diese kompensiert werden müssen. Das Schwung- vergrößert werden, so daß fimax bei gegebenem W und

rad, das für eine große Maschinenleistung erforderlich ist, T₀ kleiner wird. Dies bestätigt die Praxis, denn bei

ist im allgemeinen groß und beansprucht einen beträcht- Vergrößerung des Schwungrades ergibt sich bei gleicher

liehen Raum. Wegen des Raumbedarfs, des Gewichts Drehzahl ein weicherer Leerlauf oder ein gleich weicher

und der Beschleunigungsbegrenzung haben zur Zeit 65 Leerlauf bei niedrigerer Drehzahl,

übliche Maschinen, insbesondere für Fahrzeuge, ziemlich Sind die Drehmomentimpulse bei den verschiedenen

hohe Leerlaufdrehzahlen wegen der begrenzten Schwung- Zylindern nicht gleich, sei es wegen ungleichmäßiger

radwirkung. Speisung oder unregelmäßiger Zündung, so wird der

Das Drehmoment T einer EinzyKnderviertaktmaschine Verlauf des veränderlichen Drehmoments nicht nach

ist in Fig. 5 über den Kurbelwinkel in Graden aufgetragen. 70 einer Sinuskurve entsprechend der vierfachen Maschinen-

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frequenz verlaufen, sondern durch Harmonische ent- sowie. von der Federkonstanten abhängig, und zwar

sprechend der ¹Z₂-, 1-, I¹Z₂-. 2-, 2V₂-. 3- und 3^x/₂fachen nach der Gleichung

Maschinenfrequenz überlagert sein. Hierdurch wird W

entsprechend kleiner und ??_maa; größer werden. Auch -ψ __ ^K (Je -h Jd)

dies bestätigt die Erfahrung, da eine Fehlzündung 5 ^R Je'Jd '

eines Zylinders einen harten Leerlauf der Maschine ^. _. . , ., , , . , „

verursacht ^e Beziehung zwischen der abgestimmten Frequenz

Um den Leerlauf einer Maschine zu verbessern und ^{und der} Resonanzfrequenz wird durch die Gleichung

das Ansprechen des Systems (Schwingungsamplitude „ / γ~

oder Schwingungsausmaß) zu verringern, so daß die io Wr = Wt /1 +

Maschine ohne Schwungrad weich im Leerlauf läuft, y Je

schlägt die Erfindung einen abgestimmten dynamischen wiedergegeben.

Schwingungsdämpfer als Ersatz für das Schwungrad Durch Erhöhen der Stärke der Flüssigkeitsdämpfung

vor, wie dies Fig. 4 schematisch verauschaulicht. kann die Amplitude der Schwingung bei Resonanzfrequenz

Eine Scheibe 3, deren Trägheitsmoment Je dem der 15 verringert werden. Der im einzelnen angewandte Wert Kurbelwelle und der zugeordneten Teile gleich ist, und der Flüssigkeitsdämpfung kann einfach als Prozentanteil P eine Scheibe 5, die eine kleine Dämpfermasse mit einem der kritischen Dämpfung Trägheitsmoment Jd darstellt, sind durch eine verhält- q

nismäßig torsionsfedernde Welle 4 miteinander ver- . P =

bunden, die die Torsionsfederkonstante K (kgm je 20 2 )/KJd

Bogengrad) hat. Die auf die Maschine bei Leerlaufdreh- angegeben, also in bezug zu dem Mindestwert der zahl wirkende schwingende Störkraft ist T₀ sin Wt. Ein Dämpfung gesetzt werden, die zur völligen Dämpfung Flüssigkeitsdämpfer 7 bewirkt eine Flüssigkeitsdämpfung der Resonanzschwingung erforderlich ist. der Schwingungen der Dämpfermasse 5. Der Ausdruck Fig. 7 läßt erkennen, daß eine verhältnismäßig niedrig-

Flüssigkeitsdämpfung wird hier verwendet, um eine 25 prozentige Dämpfung einen großen Einfluß auf die äußere Kraft anzuzeigen, die den Schwingungen der Schwingungsamplitude hat und daß eine vollständige Masse mit einem etwa der Geschwindigkeit der Schwin- Dämpfung nicht erforderlich ist, um die Resonanzgung proportionalen Widerstand entgegenwirkt. Dies amplitude ausreichend klein zu halten, steht im Gegensatz zur Reibungsdämpfung, bei der der In Fig. 8 sind der Fig. 7 ähnliche Kurven für vier verSchwingung mit einer konstanten, von der Drehzahl 30 schiedene Kurbelwellensysteme zusammengestellt. Die unabhängigen Kraft Widerstand entgegengesetzt wird. oberste Kurve Je — 57 gehört zu einer Kurbelwelle ohne Ein geeigneter Flüssigkeitsdämpfer kann ein hydrau- Schwungrad od. dgl. Die Schwingungsamplitude bleibt lischer Stoßdämpfer oder ein hydrodynamischer Dreh- selbst bei hohen Frequenzen reichlich hoch. Die daruntermomentübertrager sein, die die Gegenkraft mit zuneh- liegende Kurve Jp — 3 gehört zu einer üblichen Maschine mender Schwingungsgeschwindigkeit erhöhen. 35 mit schwerem Schwungrad. Hierbei ist die Kurve im

Für das beschriebene System gelten zwei allgemeine Gesamtverlauf niedriger, die Schwingungsamplitude ist Differentialgleichungen: bei hohen Frequenzen aber immer noch beachtlich groß.

Die voll ausgezogene der beiden untersten Kurven gehört

Je Θ ε + K(&e — #z>) = T₀SUiPFi zu einer Maschine mit einem ungedämpften, auf eine

_un(j 40 kleine Frequenz abgestimmten dynamischen Torsions-

schwingungsdämpfer. Die gestrichelte Kurve gehört zu

Jd ΘD + C' 6>d K [&E &d) = 0. einer Anlage, bei der der Schwingungsdämpfer erfindungs

gemäß 6 % flüssigkeitsgedämpft wird. Man erkennt, daß

Hierbei ist Je das Trägheitsmoment der Maschine, die Schwingungsamplitude bei Wt sehr klein ist und bei $e die Winkelschwingung der Maschine, Θε die Winkel- 45 Resonanz Wr immer noch unterhalb des Wertes der beschleunigung der Maschine, J₀ das Trägheitsmoment Maschine mit Schwungrad liegt.

der Dämpfermasse, fi_D die Winkelschwingung der In einem besonderen Beispiel ändert sich bei kleiner

Dämpfermasse, Θχ> die Winkelgeschwindigkeit der Drehzahl das auf die Kurbelwelle ausgeübte veränderliche Dämpfennasse, Θ β die Winkelbeschleunigung der Dämp- Drehmoment zwischen Null und dem doppelten mittleren fermasse, C der Beiwert der Flüssigkeitsdämpfung und 50 Drehmoment und die Amplitude der Drehmoment- K die Torsionsfederkonstante der Welle. schwingung T₀ beträgt 6,95 kgm. In diesem Falle ist

Wie Fig. 7 zeigt, kann eine Kurvenschar aufgestellt

werden. Als Ordinate ist der dimensionslose Wert Λ = 0,00660 kgm see²,

Θ_ο-Κ _f , .. ., . κ . . , J»= 0,00404 kgm see²,

—ψ— aufgetragen, die sich, da — fur em gegebenes K = 46,3 kgm/Bogengrad,

0 Oü γ* f- r\ I

System konstant ist, mit <9₀ ändert. Sie stellt somit die ^ = O /₀,

Amplitude der Schwingung dar. Die Abszisse stellt die Jf = 0,0347 kgm see².

Schwingungsfrequenz dar. Man erkennt, daß die Ampli- Die Eigenschwingungszahl oder abgestimmte Fre-

tude bei niedrigen Drehzahlen oder Frequenzen groß ist quenz Wt ist 107 Bogengrade/sec; die Resonanzfrequenz

und bei der abgestimmten Frequenz auf einen geringen 60 Wr ist 136 Bogengrade/sec. Um diese Frequenzen in

Wert fällt, sodann bei der Resonanzfrequenz stark Umdrehungen/min der Maschine umzuwandeln, müssen

ansteigt, um danach schnell abzufallen. Die abgestimmte sie mit 60 multipliziert (Zahl der Sekunden je Minute)

Frequenz ist allein vom Trägheitsmoment der Dämpfer- und durch 2 π (Zahl der Bogengrade je Umdrehung) und

masse und der Federkonstanten der Welle abhängig, und 4 (Zahl der Schwingungen je Maschinenumdrehung) divi-

zwar nach der Gleichung 65 diert werden. Dies ergibt eine Maschinendrehzahl von

K 255 U/min bei der abgestimmten Frequenz und von

Wt = N · —-. 325 u/min bei Resonanzfrequenz. Diese Werte sind vorteil-

■*^D haft gegenüber denLeerlaufdrehzahlen einer mit Schwung-

Die Resonanzfrequenz ist von den relativen Trag- rad versehenen Maschine, die zwischen 475 und 550 U/min

heitsmomenten der Kurbelwelle und der Dämpfermasse 70 liegen.

Mit dem erfindungsgemäßen System ist es nicht nur möglich, das Schwungrad entbehrlich zu machen, man kann außerdem einen weichen Leerlauf bei halb so größer Leerlauf drehzahl der Maschine erreichen. Dies zeitigt eine bessere Brennstoffausnutzung, einen ruhigeren Betrieb, ein leichteres Wagengewicht und ein besseres Beschleunigungsvermögen der Maschine. Die niedrige Leerlaufdrehzahl unterstützt auch die Lösung des Problems des Kriechens, das durch die hohen Leerlaufdrehzahlen der Maschinen von Fahrzeugen mit selbsttätigen, hydrodynamische Drehmomentübertrager, wie Wandler und Flüssigkeitskupplungen, enthaltenden Getrieben auftritt.

Bei der praktischen Ausführungsform, die schematisch in Fig. 1 dargestellt ist, hat eine Maschine 10 eine Kurbel-. welle 12, die mit einer torsionsfedernden Antriebswelle 14 verbunden ist. Diese Welle 14 ist mit einem Pumpenrad 16 einer Flüssigkeitskupplung eines Getriebes 18 verbunden. Das Turbinenrad 20 der Kupplung treibt andere, nicht dargestellte Elemente des Getriebes an, die über ein ao Differential 22 Hinterräder 24 des Fahrzeugs antreiben. Die besondere Ausbildung des Getriebes ist unwichtig, sofern es nur einen hydrodynamischen Drehmomentwandler oder eine Flüssigkeitskupplung enthält. Das Trägheitsmoment des Pumpenrades 16 (dies entspricht Jd as im gleichwertigen System gemäß Fig. 4) ist in bezug auf das Kurbelwellenträgheitsmoment Je und die Federkonstante K der Welle 14 so gewählt, daß sich eine abgestimmteFrequenz Wqy und eineResonanzfrequenz Wr ergeben, die einem der gestrichelten Kurve in Fig. 8 entsprechenden Verlauf des Ansprechens auf Schwingungen zugeordnet sind.

Der Dämpfungsbeiwert und der Prozentanteil P der kritischen Dämpfung sind abhängig vom Flüssigkeitsdruck in der Kupplung, der Viskosität der Flüssigkeit, der Temperatur und der Form und Größe der Schaufeln. Die Wirkungen dieser Einflüsse können versuchsmäßig erfaßt werden, und die Auslage wird dann so getroffen, daß eine möglichst niedrigprozentige Dämpfung erforderlich ist, um die Schwingungsamplitude Wr für einen befriedigenden Betrieb ausreichend klein zu halten.

Bei der Wahl der Trägheitsmomente der Kurbelwelle und des Pumpenrades sowie der Steifigkeit der Antriebswelle ist es zweckmäßig, solche Werte zu nehmen, die einen niedrigen Wert für Wt ergeben, z, B. bei der niedrigsten Drehzahl der Maschine, bei der im Betrieb ein Leerlauf zu erwarten ist. Auch das Verhältnis 4ß-

Jd

sollte so gewählt werden, daß die Resonanzfrequenz Wr etwa zwischen der niedrigen Leerlauffrequenz und der beim Anwärmen der kalten Maschine höheren Leerlauffrequenz liegt. Die letztere Leerlauf drehzahl liegt üblicherweise bei 1000 U/min, so daß bei einer Achtzylindermaschine die Schwingungsfrequenz 420 Bagengrade/sec beträgt. Die Resonanzfrequenz sollte daher zwischen 105 und 420 Bogengraden/sec oder 250 und 1000 U/min liegen. Natürlich könnten auch andere Werte für die kleine und hohe Leerlaufdrehzahl gewählt werden.

Im allgemeinen wird in einem System mit konstanten Werten K und C die Schwingungsverminderung um so größer sein, je kleiner Jd im Verhältnis zu Je ist. Um weiterhin eine ausreichende Schwingungsverminderung zu erhalten, erfordert die Verkleinerung von Jd eine Herabsetzung von K. Aus diesem Grunde muß die Federkonstante K der Welle 14 ziemlich klein sein.

Um eine Antriebswelle mit genügend kleiner Federkonstante K, beispielsweise 46,3 kgm/Bogengrad, vorsehen zu können, kann es bei gewissen Anlagen erforderlich sein, eine feste Treibwelle zu verwenden.

Die Torsionsfederkonstante K der Welle 14 ergibt sich aus der Gleichung

K ==

in der G der Schubelastizitätsmodul des Wellenwerkstoffes, T₃, das polare Trägheitsmoment der Welle und I die Länge der Welle ist.
Bei einer runden festen Welle ist

π-d
worin d der Wellendurchmesser ist. Somit ist

32 J

Ist die Welle 14 2082,8 mm lang und beträgt der Elastizitätsmodul G des für die Welle verwendeten Stahls 1054600 kg/cm², so ist bei E = 46,3 kgm/Bogengrad

Gn

woraus sich <L zu etwa 19,05 mm ergibt, also ein für eine Welle sehr kleiner Durchmesser.

Bei der Ausführungsfarm gemäß Fig. 2 ist ein Drehmomentwandler mit einem Pumpenrad 26, einem Turbinenrad 28 und einem Leitapparat 30 verwendet. Zwischen der Kurbelwelle der Maschine 10 und der Antriebswelle 14 ist ein Universalgelenk 32 und zwischen der Antriebswelle 14 und der Getriebeeingangswelle 36 ist ein Universalgelenk 34 angeordnet. Diese beeinflussen die Wirkimg des Systems nicht, da sie torsionsmäßig starr sind.

Es können auch andere Arten der Flüssigkeitsdämpfung als die sich aus einer Flüssigkeitskupplung ergebende Verwendung finden, und es können auch gewisse Arten, einer Reibungsdämpfung zur Verringerung der Schwingungsamplitude bei der Resonanzfrequenz Wr benutzt werden. Es ist indessen die Anwendung eines hydrodynamischen Drehmomentübertragers vorzuziehen, da jedes Element des Schwingungsdämpfers, nämlich die Antriebswelle 14 und das Pumpenrad 16, zusätzlichen Aufgaben dienen, so daß zusätzliche Bauteile in die: Antriebskette nicht eingefügt zu werden brauchen.

Claims

PATENTANSPRÜCHE:

1. Maschine mit einer von hin- und hergehenden: Kolben gedrehten Kurbelwelle, die mit einer verhältnismäßig torsionsfedernden Antriebswelle und mit einer flüssigkeitsgedämpftenDämpfermasse verbunden ist, dadurch gekennzeichnet, daß die Dämpfermasse-(16; 26) mit dem Ende der Kurbelwelle (12) verbunden

- ist, das dem mit der Antriebswelle (14) verbundenen Ende abgewandt ist, und daß die Torsionsfederkonstante (K) der Antriebswelle (14) und das Trägheitsmoment (Jd) der Dämpfermasse so zueinander gewählt sind, daß bei niedriger Maschinendrehzahl ein abgestimmter Torsionsschwingungsdämpfer entsteht, während Schwingungen bei Resonanz durch die Flüssigkeitsdämpfung vermindert werden.

2. Einrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Dämpfermasse (16; 26) durch ein Pumpenrad eines hydrodynamischen Drehmomentübertragers gebildet wird, dessen Arbeitsflüssigkeit die Flüssigkeitsdämpfung bewirkt.

3. Einrichtung nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß der hydraulische Drehmomentübertrager eine Flüssigkeitskupplung ist (Fig. 1).

4. Einrichtung nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß der hydraulische Drehmomentübertrager ein Drehmomentwandler ist (Fig. 2).

5. Einrichtung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Maschine (10) eine niedrige und eine hohe Leerlaufdrehzahl hat und. die Resonanzfrequenz (Wr) einer zwischen diesen beiden Leerlaufdrehzahlen liegenden Drehzahl entspricht.

6. Einrichtung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Maschine eine normale niedrige Leerlaufdrehzahl hat und die abgestimmte Frequenz (Wt) der Schwingungsdämpfer

einer Drehzahl entspricht, die im wesentlichen der niedrigen Leerlaufdrehzahl gleich ist.

7. Kraftfahrzeug mit einer Einrichtung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, soweit sie von Anspruch 2 abhängig sind, dadurch gekennzeichnet, daß die Maschine (10) am einen Ende eines Fahrzeugs und der Drehmomentübertrager am anderen Ende angeordnet sind.

8. Kraftfahrzeug nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß die Maschine (10) am vorderen Ende des Fahrzeugs liegt.

In Betracht gezogene Druckschriften:
Deutsche Patentschrift Nr. 552567;
britische Patentschrift Nr. 642636;
USA.-Patentschrift Nr. 1918249.

Hierzu 1 Blatt Zeichnungen