DE1630879C3 - Antriebsanordnung für Kraftfahrzeuge - Google Patents

Description

Die Erfindung bezieht sich auf eine Antriebsanordnung für Kraftfahrzeuge mit Frontmotor und einer über eine Gelenkwelle mit diesem antriebsverbundenen starren, hinteren Treibachse mit Federungs- und Dämpferanordnung, bei welcher im Antriebsstrang ein dessen Drehschwingungen beeinflussendes Konstruktionsteil vorgesehen ist.
Derartige starre Hinterachsen, die mit Längslenkern oder einer Deichsel versehen sind, neigen unter dem Einfluß von Brems- und sehr hohen Antriebsmomenten zu Brems- und Antriebsspringen. Das Achsspringen kann im allgemeinen beim starken Bremsen aus hohen Geschwindigkeiten bei Vorwärtsfahrt und beim stoßartigen Anfahren rückwärts bei starker Steigung auftreten.

Die bekannten Mittel zur Beseitigung dieses Brems- und Antriebsspringens befriedigen nicht. So kann man die Erscheinung des Brems- und Antriebsspringens dadurch mindern, daß die Achse an Blattfedern aufgehängt wird. Ferner kann man durch geeignete Auslegung der Federarmlängen und durch zweckmäßige Anordnung der Stoßdämpfer gewisse Erfolge erzielen. (Zeitschrift ATZ, Jahrgang 65, Heft 9, Sept.

1963, Seite 276, rechte Spalte). Abgesehen von der beschränkten Wirksamkeit dieser bekannten Maßnahmen wird es als Nachteil empfunden, daß dadurch der Konstrukteur in der Gestaltung der Hinterachse eingeengt ist, wenn er diese hinsichtlich des Achsspringens verbessern will.

Es ist bereits bekannt (DT-PS 9 22 502, OE-PS 1 72 724), im Antriebsstrang ein dessen Drehschwingungen beeinflussendes Konstruktionsteil vorzusehen. Diese elastischen Elemente dienen jedoch nicht dem Zweck, das Achsspringen zu vermeiden oder zu vermindern.

Aufgabe der Erfindung ist es, eine Antriebsanordnung der eingangs genannten Art so auszubilden, daß das Brems- und Antriebsspringen sicher beherrscht und der Konstrukteur in die Lage versetzt wird, das Achsspringen gänzlich auszuschalten oder wenigstens soweit herabzusetzen, daß es nicht in lästiger Weise wahrgenommen wird. Dabei soll der Konstrukteur freie Hand

in der Wahl des Antriebsaggregates und dessen Leistung sowie auch in der Wahl aller anderen von gewissen Anforderungen her vorgeschriebene und zu bemessenden Baugruppen haben.

Die Lösung dieser Aufgabe erfolgt dadurch, daß die Eigenfrequenz der im Antriebsstrang (Getriebe, Gelenkwelle, Hinterachsgetriebe, Steckwelle) auftretenden Drehschwingungen gegenüber der Eigenfrequenz der in den ungefederten Achsmassen (Hinterachsgetriebe, Achstragrohre, Hinterräder) auftretenden Hubschwingungen durch die Ausbildung des Konstruktionsteiles (Wellenkupplung, Gelenkwelle, Steckwelle) im Antriebsstrang (Getriebe, Gelenkwelle, Hinterachsgetriebe, Steckwelle) mit solcher Weichheit oder Steifigkeit um ein solches Maß nach oben oder nach unten verändert ist, daß die Resonanzkurven beider Systeme sich im Bereich ihrer Eigenfrequenz nicht decken.

Nach dem DT-Gbm 19 57 750 sollen Drehgestelle von Schienenfahrzeugen eine voneinander abweichende Eigenfrequenz besitzen, damit eine gegenseitige Schwingungsanregung der Drehgestelle verhindert wird. Dies wird durch unterschiedliche Federung der schwingungsfähigen Teile oder durch unterschiedliche Massenverteilung erreicht. Diese hier vorgenommene Vermeidung der Schwingungsanregung kann jedoch keinen Hinweis auf die vorliegende Erfindung geben, bei der andere Verhältnisse gegeben sind.

Dies kann auch nicht der Hinweis in dem Buch »Die technische Physik des Kraftwagens« von E. W i η t e r gerst, 1961, Seite 71, in dem es heißt, daß die Kopplung zwischen Hub- und Nickschwingungen unter sonst gleichen Umständen umso kleiner ist, je weiter die Eigenfrequenzen für die beiden Schwingungen auseinander liegen. Bei der vorliegenden Erfindung spielen noch andere Faktoren, wie z. B. die Kopplung der Schwingungssysteme über die Straße und das Auftreten von Reibwertänderungen zwischen Reifen und Straße sowie die Art der Phasenverschiebung beim Vorwärts- und Rückwärtsanfahren eine Rolle, so daß die Kenntnis der abweichenden Eigenfrequenzen für die Schwingungsentkopplung allein nicht zur Lösung des Problems führen konnte.

Der Antriebsstrang eines Kraftfahrzeuges besteht aus Kurbelwelle, Getriebe, Gelenkwelle, Hinterachsgetriebe sowie den Steckwellen. Dieser Antriebsstrang besitzt eine bestimmte Eigenfrequenz hinsichtlich der in ihm auftretenden Drehschwingungen. Diese Eigenfrequenz ist konstruktiv bedingt und ergibt sich aus der Dimensionierung der angeführten Konstruktionsteile. Praktisch bestimmt wird die Eigenfrequenz für das Anfahr- und Bremsspringen jedoch nur von den Größen Imb' und d und Ir. In F i g. 1 ist das entsprechende Schema dargestellt. Mit Imb ist das Massenträgheitsmoment des Motors als Ganzes einschließlich des Getriebegehäuses bezeichnet. Ir bedeutet das Massenträgheitsmoment der Räder, der Bremstrommeln und der Steckwellenenden. C₂ schließlich ist die resultierende Drehfederkonstante ab Getriebeausgang bis Steckwellenende. Normalerweise beträgt diese Eigenfrequenz der Drehschwingungen im Antriebsstrang etwa 8-15Hz.

Für die Eigenfrequenz der Hubschwingungen der Hinterachse sind die ungefederten Achsmassen ausschlaggebend, wobei das Gewicht der Achse, die Kennlinie der Stoßdämpfer sowie deren Winkelanordnung dafür in Frage kommen. Ferner ist die Federkennlinie der Reifen ausschlaggebend. Rechnerisch wie auch durch Messung ergibt sich für die Eigenfrequenz ein Wert, der mit dem Wert der Eigenfrequenz der Drehschwingungen im Antriebsstrang zusammenfällt oder in dessen unmittelbarer Nähe liegt.

Die vorliegende Erfindung beruht auf der Erkenntnis, daß das Brems- und Antriebsspringen dann besonders stark auftritt, wenn die Eigenfrequenz dieser beiden Schwingungssysteme den gleichen oder nahezu den gleichen Wert besitzt. Soweit für die Konstruktion des Antriebsstranges und der Hinterachse rein fertigkeitsmäßige Überlegungen verwendet werden, stimmen die Eigenfrequenzen in beiden Schwingungssystemen meist überein.

Hier setzt die Erfindung ein, indem sie erkannt hat, daß das Achsspringen dann vermieden wird, wenn die Eigenfrequenzen der beiden Schwingungssysteme so weit auseinander liegen, daß eine Resonanz der Schwingungssysteme nicht eintritt.

Zweckmäßige Weiterbildungen der Erfindung sind in den Unteransprüchen gekennzeichnet.

Ein Ausführungsbeispiel der Erfindung wird anhand der Zeichnung näher erläutert. Es zeigen:

F i g. 1 schematisch einen Antriebsstrang mit Motor- und Getriebeblock und Rädern,

F i g. 1 a schematisch die Draufsicht auf die Hinterachsanordnung,

F i g. 2 schematisch die Hinterachse in Seitenansicht,

F i g. 3 bis 5 Resonanzkurven des Drehschwingungsund Hubschwingungssystems,
F i g. 6 den Verlauf der Drehmomentschwingungen,

Fig.7 in perspektivischer Ansicht den Antriebsstrang mit Achsen, Rädern und deren Aufhängung,

F i g. 8 eine elastische Wellenkupplung im Schnitt,

F i g. 9 bis 11 verschiedene Ausbildungen der Steckwellen,

F i g. 12 eine Gelenkwelle in Ansicht,

Fig. 13 die Gelenkwelle nach Fig. 12 im Längsschnitt.

Wie bereits erläutert wurde, kann man sich das Dreh-Schwingungssystem vereinfacht so vorstellen, daß die Motor- und Getriebemasse über eine Drehstabfederung mit der Radmasse verbunden ist. Die Drehstabfederung setzt sich aus den Drehfederraten der Steckwellen des Hinterachsgetriebes, der Gelenkwelle, des Schaltgetriebes und der Kurbelwelle zusammen. Für das Achsspringen bilden zwei Wirkungen die Voraussetzung. Durch die Lenkeranordnung reagiert die Hinterachse auf eine Drehmomentschwankung mit einer vertikalen Bewegung. Durch Reibwertschwankungen zwischen Fahrbahn und Reifen, sowie durch Radlaständerungen wird die Antriebskraft an den Rädern und damit das übertragene Drehmoment auf die Räder verändert Zu den ungefederten Achsmassen zählt das Gewicht des Hinterachsgetriebes, der Steckwellen und Achstragrohre, sowie der Räder, Reifen und Bremsen.

Über den Reibschluß der Fahrbahn sind die beiden Schwingungssysteme Hinterachse und Antriebsstrang miteinander verbunden. Durch eine sich ändernde Antriebskraft

Pu = μ x Pa

reagiert das System Hinterachse mit einem Ein- und Ausfedern. Dabei bedeuten P₀ die Umfangskraft, μ den Reibwert zwischen Fahrbahn und Reifen und Pa die Radaufstandskraft. In Fig.2 ist schematisch die Lenkeranordnung der Hinterachse gezeigt. Beim starken Bremsen in hohen Geschwindigkeitsbereich tritt eine kurzzeitige Entlastung der Hinterachse auf, in

welcher Zeit die Räder nahezu oder vollständig blockieren. Die· umlaufenden Massen werden daher von der Hinterachse her schlagartig abgebremst, so daß eine Verdrehung des Antriebsstranges bzw. eine Anregung des Dreschwingungssystems ergibt, was sich wiederum auf die Kraftverhälnisse an den Hinterrädern auswirkt. Da die Deichsel- und Lenkerachse auf wechselnde Radumfangskräfte mit einer Bewegung Achse-Aufbau reagiert, zeigt sich ein Springen der Achse in der Resonanzfrequenz der ungefederten Achsmassen.

Wie bereits erwähnt, liegt die Eigenfrequenz und damit die Resonanzkurve der ungefederten Hinterachsmassen fest. Die Resonanzkurve ist dabei abhängig von der Dämpfung. Besitzt das Drehschwingungssystem eine Eigenfrequenz, die dem Wert der Eigenfrequenz der Hinterachse gleichkommt, so decken sich die Resonanzkurven der beiden Schwingungssysteme, so daß die Voraussetzung für eine starke Anregung beider Systeme gegeben ist. Die Folge ist das Auftreten von starkem Brems- und Antriebsspringen der Hinterachse.

Um Abhilfe zu schaffen, d. h. um beiden Systemen die Möglichkeit zu nehmen, sich gegenseitig stark anzuregen, muß die Eigenfrequenz der beiden Schwingungssysteme so weit auseinanderliegen, daß sich keine wechselnde Drehmomentschwankung einstellt. In F i g. 3 ist ein Resonanz-Diagramm gezeichnet, in dem die Resonanzkurven beider Schwingungssysteme übereinander liegen. Die Eigenfrequenz /d ist gleich der Eigenfrequenz f_H. Dabei ist fp die Eigenfrequenz des Drehschwingungssystems und f» die Eigenfrequenz der Hinterachse. In F i g. 4 liegt die Resonanzkurve für das Drehschwingungssystem rechts von der Resonanzkurve der Hinterachse. In F i g. 5 dagegen liegt die Resonanzkurve des Drehschwingungssystems links von der Resonanzkurve der Hinterachse. Die Eigenfrequenz des Drehschwingungssystems ist dabei um einen solchen Betrag kleiner oder größer, daß sich die Resonanzkurven der beiden Systeme in einem Punkte scheiden, der für eine gegenseitige Anregung der Systeme ungefährlich ist.

Die Eigenfrequenz im Antriebsstrang, also im Drehschwingungssystem, wird dadurch entsprechend " verändert, daß ein Konstruktionsteil im Antriebsstrang extrem weich oder extrem steif ausgebildet wird.

In Fig.6 ist der zeitliche Ablauf der Drehmomentschwingungen gezeigt. Das zur Beschleunigung nötige Drehmoment Md_n, ergibt sich aus dem Motordrehmoment und der Getriebeübersetzung. Diesem mittleren Drehmoment Md_n, überlagert sich die Schwingung des Antriebsspringens, deren Amplitude

Δ Md₅ S 0,7 Md_n,

sein darf. Erfüllt das System unter extremsten Bedingungen diese Forderung, so wird das Achsspringen vermieden. Wird dagegen diese Forderung nicht erfüllt, d. h. ist die Amplitude AMd_s größer als 0,7 Md_n, und überschreitet sogar die Null-Linie (wechselnde Drehmomentschwankung), dann tritt das Brems- und Antriebsspringen auf.

Ein Konstruktionsteil im Antriebsstrang wird so ausgebildet, daß sich die entsprechende Eigenfrequenz ergibt.

Herabsetzen läßt sich die Eigenfrequenz im Antriebsstrang durch eine elastische Wellenkupplung 10, die unmittelbar hinter dem Getriebe 11 angeordnet ist (Fi g. 7). Der Motor ist mit 12, die Vorderräder sind mit 13 bezeichnet. Die Vorderräder 13 bzw. deren Träger sind an Querlenkern 14 befestigt, wobei die Anfederung über Federn 15 erfolgt.

An die elastische Wellenkupplung 10 schließt sich die Gelenkwelle 16 an, die über ein Kreuzgelenk 17 mit der Hinterachsgetriebewelle 18 in Verbindung steht. Vom Hinterachsgetriebe 19 aus erstrecken sich nach beiden Seiten die Achstragrohre 20, in denen die Steckwellen untergebracht sind. Die Hinterräder sind mit 21 bezeichnet. Die Aufhängung der Hinterachse erfolgt an Lenkern 22. Im vorliegenden Falle handelt es sich um eine Vierlenkerachse. Zur Abfederung dienen Schraubenfedern 23. Die in einem bestimmten Winkel angeordneten Stoßdämpfer sind mit 24 bezeichnet.

In Fig.8 ist die elastische Wellenkupplung 10 im Schnitt dargestellt. Mit der Getriebewelle 29 und mit der Gelenkwelle 16 sind Flansch 25 bzw. 26 verbunden, an deren gegenüberliegenden, nach der Mitte konisch zulaufenden Stirnflächen ein entsprechend ausgebildetes Gummiteil anvulkanisiert ist. Dieser Gummi hat eine Shorehärte, die so niedrig liegt, daß sich ein entsprechend großer Verdrehwinkel ergibt. Die Verdrehrate C wird dabei im allgemeinen bei C= 1 — 0,5 mkp/Grad liegen müssen, um die Eigenfrequenz der Drehschwingungen um das notwendige Maß gegenüber der der Hubschwingungen herabsetzen. Die Kupplung ist mit Anschlagsstiften 27 versehen, die einen Drehwinkel zulassen, der für die Rückwärtsfahrt größer ist als für die Vorwärtsfahrt. Die Begrenzung des Winkelweges durch Anschlagstifte ist notwendig, um die Gummibeanspruchung bei Vorwärtsfahrt nicht zu groß werden zu lassen. Der Verdrehwinkel für die Vorwärtsfahrt beträgt 30 bis 40° und für die Rückwärtsfahrt 80 bis 90° (F i g. 7). In der Wellenkupplung 10 ist schließlich noch eine Zentriervorrichtung 28 zur Zentrierung der beiden zu verbindenden Wellen vorgesehen. Die Wellenkupplung ist natürlich gleichzeitig in der Lage, etwaige Winkelausschläge der beiden Wellen aufzunehmen.

Soll eine höhere Eigenfrequenz im Antriebsstrang erzielt werden, werden die Steckwellen steifer ausgebildet, die meist die wirksamsten Teile im Antriebsstrang sind. Fig.9 zeigt die übliche Anordnung, bei der im Achstragrohr 20 die Streckwelle 30 gelagert ist, die einerseits mit einem Kegelrad 31 des Hinterachsgetriebes 32 in Verbindung steht und andererseits einen Flansch 34 trägt. Zur Versteifung der Steckwellen wird in einfachster Weise deren Durchmesser größer ausgeführt, was jedoch unter Beibehaltung des Durchmessers des Achstragrohres 20 erfolgen soll (Fig. 10). Würde nämlich dessen Durchmesser ebenfalls vergrößert werden, so würde dies kostspielige Maßnahmen am Hinterachsgehäuse 19 wie auch an den Mitteln zur Achsaufhängung erforderlich machen. Dies ist jedoch im allgemeinen nicht erwünscht, zumal sich dadurch auch wieder eine Gewichtserhöhung ergibt. Neben der Vergrößerung des Durchmessers der Steckwelle 30 kann eine größere Steifigkeit auch dadurch erzielt werden, daß auf die normal ausgelegte Steckwelle 30 ein Rohr 33 aufgeschoben wird, das an seinen Enden mit den Steckwellen, z. B. durch eine Verzahnung in drehfester Verbindung steht (Fig. 11) Gegebenenfalls kann die Steckwelle selbst als Rohr ausgebildet sein, wodurch sich neben der gewünschten Steifigkeit auch noch eine Gewichtsersparnis ergibt.

Eine weitere Möglichkeit, die Gesamtdrehfederrate des Antriebsstranges auf das erforderliche Maß zu reduzieren, ist die Verwendung einer in den Fi g. 12 und 13 dargestellten verdrehelastischen Gelenkwelle. Hier sind die beiden Gabelköpfe 35 und 36 mit Innenrohrstücken 37 und 38 versehen, auf denen zwei Gummirin-

ge 39 und 40 bzw. 41 und 42 aufvulkanisiert sind. Von denen sitzt der eine 39 bzw. 41 so nahe wie möglich an dem Gabelkopf 35 bzw. 36 und der andere 40 bzw. 42 ist in einem solchen Abstand davon angeordnet, daß die Abstützbasis für eine ausreichende Biegefestigkeit der Gelenkwelle sichergestellt ist. Diese Innenrohrstücke 37 und 38 sind in ein im Durchmesser entsprechend größeres Außenrohr 43 eingepreßt, wobei der Außendurchmesser der Gummiringe 39 bis 42 so stark reduziert und ihre Breite so vergrößert wird, daß sie unter dieser starken Druckvorspannung das erforderliche Drehmoment entsprechend der Drehfederrate im hierzu notwendigen Drehwinkelbereich sicher übertragen. Die beiden Enden des Außenrohres 43 sind kegelig

aufgeweitet, um die Gummiringe 39 bis 42 vom ungespannten Durchmesser auf den Innendurchmesser des Außenrohrs 43 zusammenzupressen. Am Ende dieser Aufweitungen 44 und 45 sind die Aussparungen 46 und 47 für die Drehwinkelbegrenzung angeordnet, in die ein am Gabelkopf 35 bzw. 36 eingepreßter Mitnehmerbolzen 48 bzw. 49 eingreifen. Jede Seite des Außenrohres 43 überträgt auf diese Weise das volle Drehelement bei halbierten Drehwinkeln. Die Mitnehmerbolzen 48 und 49 liegen im Ausgangszustand an solchen Stellen in den Aussparungen 46,47, daß sie für die Rückwärtsfahrt einen größeren Verdrehwinkel als für die Vorwärtsfahrt zulassen.

Hierzu 4 Blatt Zeichnungen 709 523/160

Claims (11)

Patentansprüche:

1. Antriebsanordnung für Kraftfahrzeuge mit Frontmotor und einer über eine Gelenkwelle mit diesem antriebsverbundenen starren, hinteren Treibachse mit Federungs- und Dämpferanordnung, bei welcher im Antriebsstrang ein dessen Drehschwingungen beeinflussendes Konstruktionsteil vorgesehen ist, dadurch gekennzeichnet, daß die Eigenfrequenz der im Antriebsstrang (Getriebe U, Gelenkwelle 16, Hinterachsgetriebe 19, Steckwelle 30) auftretenden Drehschwingungen gegenüber der Eigenfrequenz der in den ungefederten Achsmassen (Hinterachsgetriebe 19, Achstragrohre 20, Hinterräder 21) auftretenden Hubschwingungen durch die Ausbildung des Konstruktionsteiles (Wellenkupplung 10, Gelenkwelle 16, Steckwelle 30) im Antriebsstrang (Getriebe 11, Gelenkwelle 16, Hinterachsgetriebe 19, Steckwelle 30) mit solcher Weichheit oder Steifigkeit um ein solches Maß nach oben oder nach unten verändert ist, daß die Resonanzkurven beider Systeme sich im Bereich ihrer Eigenfrequenz nicht decken.

2. Antriebsanordnung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß durch die Ausbildung des Konstruktionsteiles (Wellenkupplung 10, Gelenkwelle 16, Steckwelle 30) die Eigenfrequenz im Antriebsstrang (Getriebe 11, Gelenkwelle 16, Hinterachsgetriebe 19, Steckwelle 30) auf solche Werte gebracht wird, daß sich keine wechselnde Drehmomentschwankung einstellt, sondern stets eine schwellende Drehmomentschwankung vorliegt.

3. Antriebsanordnung nach Anspruch 1 und 2, dadurch gekennzeichnet, daß das Konstruktionsteil von einer in an sich bekannten Weise im Antriebsstrang untergebrachten elastischen Wellenkupplung (10) mit entsprechendem Verdrehwinkel gebildet ist.

4. Antriebsanordnung nach Anspruch 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß die elastische Wellenkupplung (10) unmittelbar hinter dem Getriebe (11) angeordnet ist und gleichzeitig zur Aufnahme des Winkelausschlages der Gelenkwelle (16) gegenüber der Getriebewelle dient.

5. Antriebsanordnung nach Anspruch 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß der Verdrehwinkel der Wellenkupplung (10) durch Anschläge (Anschlagstifte 27) begrenzt ist, die für die Vorwärtsfahrt einen kleineren Verdrehwinkel von 30° —40° und für die Rückwärtsfahrt einen größeren Verdrehwinkel von 80° -90° zulassen.

6. Antriebsanordnung nach Anspruch 1 und 2, dadurch gekennzeichnet, daß das Konstruktionsteil von den Steckwellen (30) gebildet ist, deren Drehsteifigkeit gegenüber der Drehsteifigkeit des zur Übertragung des Drehmoments erforderlichen Wellendurchmessers um etwa 100% vergrößert ist.

7. Antriebsanordnung nach Anspruch 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß die Steckwellen (30) zum Zwecke größerer Steifigkeit bei einem gegebenen Durchmesser des Achstragrohres (20) für die üblichen Steckwellen mit einem größeren Durchmesser ausgebildet sind.

8. Antriebsanordnung nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß die Steckwellen (30) zwecks Gewichtsersparnis rohrförmig ausgebildet sind.

9. Antriebsanordnung nach Anspruch 1 und 2,

dadurch gekennzeichnet, daß die Gelenkwelle (16) das Konstruktionsteil bildet, wobei deren Gabelköpfe (35 und 36) mit Rohrstücken (37 und 38) versehen sind und zwischen diesen und dem Außenrohr (43) der Gelenkwelle Gummiringe (39 und 40 bzw. 41 und 42) vorgesehen sind.

10. Antriebsanordnung nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, daß die Gummiringe (39 und 40 bzw. 41 und 42) auf die Rohrstücke (37 und 38) aufvulkanisiert sind und das Außenrohr (43) mit kegeligen Aufweitungen (44 und 45) versehen ist, durch die die Gummiringe (39 und 40 bzw. 41 und 42) auf die erforderliche Druckvorspannung gebracht werden.

11. Antriebsanordnung nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, daß an den Enden des Außenrohres (43) unmittelbar hinter den kegeligen Aufweitungen (44 bzw. 45) Metallanschläge (Aussparungen 46 bzw. 47) für die Drehwinkelbegrenzung vorgesehen sind, die mit Gegenanschlägen (Mitnehmerbolzen 48 bzw. 49) an den Gabelköpfen (35 und 36) zusammenwirken.