DE2254612B2

DE2254612B2 - Anordnung zur Unterdrückung von aus dem Achsgetriebe der Hinterachse kommenden Geräuschen bei Kraftfahrzeugen

Info

Publication number: DE2254612B2
Application number: DE2254612A
Authority: DE
Inventors: Eiichi Abe; Koichi Takahashi
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 1971-11-12
Filing date: 1972-11-08
Publication date: 1978-08-31
Also published as: AU4236272A; DE2254612A1; FR2159867A5; JPS4854332A; DE2254612C3; CA959302A; US3887024A; GB1366243A; AU445046B2

Description

Die Erfindung bezieht sich auf eine Anordnung zur Unterdrückung von aus dem Achsgetriebe der Hinterachse kommenden Geräuschen bei Kraftfahrzeugen, bei welchen über eine Kardanwelle mittels einer Flanschverbindung eine im Achsgetriebegehäuse gelagerte Ritzelwelle angetrieben wird, welche ihrerseits über ein mit einem Tellerrad verbundenen Ausgleichgetriebe die Achswellen des Kraftfahrzeuges antreibt, wobei im Antriebsstrang eine träge Masse zur Unterdrückung von Schwingungen angeordnet ist.

Die Unterdrückung der Übertragung von Fahrgeräuschen in den Kraftfahrzeug-Fahrgastraum ist für die Anforderungen an den heutigen Fahrkomfort eine wichtige Aufgabe geworden. Unter der Vielzahl der Fahrgeräusche haben die Geräusche des Hinterachsgetriebes einen wesentlichen Anteil, der insbesondere im Hinblick auf die zunehmende Isolierung gegen alle anderen Fahrgeräusche möglichst klein gehalten werden soll.

Bisher war es üblich, aus Zahnradgetrieben herrührende Torsionsschwingungen, und von diesen insbesondere akustisch unangenehm in Erscheinung tretende Resonanzschwingungen, an der Kraftübertragung zwischen Schaltgetriebe und Hinterachsgetriebe durch Anbringung von Dämpfungselementen zu verringern. Diese Därnpfungselemente werden zumeist aus einem auf der Antriebswelle befestigten Nabenteil gebildet, um, die eine träge Masse unter Zwischenschaltung von elastischen Blöcken (CH-PS 3 22113) bzw. eines elastischen Ringes oder von Gummistreifen (US-PS 28 78 689 und US-PS 33 34 886) angeordnet ist. Die -, Dämpfungselemente bewirken eine Dämpfung der Torsionsschwingungen, d. h., die Schwingungsamplitude wird verringert, aber nie vollkommen beseitigt, d. h., das akustische Störgeräusch bleibt immer zumindest teilweise erhalten. Die Befestigung der trägen Massen an

in den elastischen Elementen verursacht einen erheblichen Mehraufwand an Kosten und ist zudem störanfällig, da die elastischen Elemente einer dauernden Schwingungsbelastung ausgesetzt sind, die zusammen mit Korrosionseinflüssen aus der Umgebung, wie Wärme und

ι ι Kälte, öl, Benzin usw., zu einer schnellen Materialermüdung führen, so daß die Dämpfungselemente wirkungslos werden und oft ausgetauscht werden müssen.

Es ist dementsprechend Aufgabe der Erfindung, eine Anordnung der eingangs genannten Art so auszubilden, daß mit konstruktiv einfachen und funktionsmäßig zuverlässigen Mitteln die aus dem Achsgetriebe der Hinterachse kommenden Geräusche möglichst vollkommen unterdrückt werden.
Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß dadurch gelöst, > daß die träge Masse aus starrem Material besteht und an dem der Kardanwelle zugewandten Ende der Ritzelwelle des Achsgetriebes starr angebracht ist und ihr Schwerpunkt in der Drehachse der Ritzelwelle liegt und daß die träge Masse so vorbestimmt ist, daß die

jo Eigenfrequenz des Achsgetriebes auf einen Wert verändert wird, bei dem dessen Schwingungen nicht auf den Karosserieaufbau übertragen werden.

Die stärksten Geräuschfrequenzen treten am Vorderende der Ritzelwelle auf, so daß durch die Anbringung

Jj der trägen Masse an dieser Stelle bestimmte Frequenzen des Achsantriebs aus einem störenden, unerwünschten Bereich verschoben werden in einen Bereich, wo sie akustisch vollkommen unwirksam sind.
Um die Größe der Masse aus Gründen des

•to Gesamtgewichtes des Kraftfahrzeuges klein zu halten, bildet die träge Masse vorteilhaft ein Rad mit einem Radkranz und einer Radscheibe, so daß der Radkranz den größten Anteil an dem Massenträgheitsmoment des Rades einnimmt.

Das Rad mit der Radscheibe kann zweckmäßigerweise über einen Ritzelwellenflansch oder eine mit dem Ritzelwellenflansch verbundene Kardangelenkgabel mit der Ritzelwelle lösbar verbunden oder damit einstückig ausgebildet sein. Bei einer lösbaren Befestigung ist jederzeit eine andere Masse auch nachträglich anbringbar, wenn z. B. eine andere Frequenzverschiebung erwünscht ist. Eine einstückige Ausbildung ist bei Serienfertigung von Kraftfahrzeugen aus Wirtschaftlichkeitsgründen vorzuziehen.

Die für eine Reduzierung der Geräusche in der Fahrzeugkarosserie erforderliche träge Masse kann leicht in einer einfachen und wirtschaftlichen Konstruktion verwirklicht werden. Wenn die träge Masse einstückig mit dem Ritzelwellenflansch oder dem

bu hinteren Kardangelenk hergestellt wird, kann die Geräuschunterdrückung durch einfache Abänderung der genannten Teile, d. h. ohne Verwendung zusätzlicher Teile erreicht werden. Wenn hingegen die träge Masse getrennt von dem Hinterachsgetriebe bzw. dem Kardangelenk ausgebildet wird, kann sie mittels der vorhandenen Befestigungsmittel, wie die Schrauben und Muttern, die den Ritzelwellenflansch und das hintere Kardangelenk verbinden, am Vorderende der Ritzel-

welle befestigt werden. In diesem Fall ist die Geräuschunterdrückung ohne aufwendige Abänderung des bestehenden Hinterachsgetriebes erreichbar. Die zusätzliche träge Masse erfordert keine Beschränkung der Höchstdrehzahl bei der Kraftübertragung.

Ausführungsbeispiele der Erfindung werden im folgenden anhand schematischer Zeichnungen näher erläutert. Es zeigt

F i g. 1 eine graphische Darstellung der Frequenzverteilung von auf die Kraftfahrzeugkarosserie übertragenen Geräuschen,

F i g. 2 ein Blockschaltbild einer Kraftfahrzeug-Kraftübertragung,

Fig.3 ein Diagramm zur Darstellung eines Beispiels für die Änderung der Winkelverschiebung des Ritzels der Ritzelwelle eines Hinterachsgetriebes in Abhängigkeit von der Kämmfrequenz des Ritzels,

F i g. 4 ein Diagramm zusammen mit einer schematischen Ansicht einer Kraftfahrzeug-Kraftübertragung zur Darstellung der bei der Kraftübertragung auftretenden Schwingungen beim Antreiben des Ritzels mit einer Kämmfrequenz von etwa 620 Hz,

F i g. 5 ein Diagramm für ein Beispiel der Eigenfrequenzänderung der Kraftübertragung mit einer trägen Masse,

Fig.6 eine teilweise geschnittene Ansicht der wesentlichen Teile eines Hinterachsgetriebes mit angebrachter träger Masse,

F i g. 7, 8, 9 jeweils eine Schnittansicht weiterer Ausführungsbeispiele der trägen Masse zur Anbringung an dem Achsgetriebe gemäß F i g. 6,

Fig. 10 in einer graphischen Darstellung die Änderung der Amplitude der Schwingungen, die auf die Karosserie eines Kraftfahrzeuges mit herkömmlichem Hinterachsgetriebe übertragen werden, in Abhängigkeit von der Kämmfrequenz des Ritzels,

Fig. Π ein ähnliches Diagramm wie Fig. 10, wobei jedoch das Hinterachsgetriebe mit einer trägen Masse ausgestattet ist und

Fig. 12 eine graphische Darstellung eines Beispiels für die Änderungen der aus den Achsgeräuschen

entstehenden Schalldrücke in Abhängigkeit von der Kämmfrequenz des Ritzels der Ritzelwelle des Hinterachsgetriebes.

In F i g. 1 sind die Frequenzverteilungen von auf die Karosserie eines Kraftfahrzeugs übertragenen Geräuschen bei zwei verschiedenen Anordnungen dargestellt. Bei der einen Anordnung a sind keine Achsgeräusche enthalten, während in der anderen Anordnung b die Achsgeräusche enthalten sind. Das Geräusch ist in Dezibel und die Frequenzen des gerüusches in Hertz angegeben. Aus dem Diagramm ist ersichtlich, daß die aus dem ständigen Aufeinanderprallen der Zähne des Ritzels der Ritzelwelle und des Tellerrades des Hinterachsgetriebes herrührenden Schwingungen nicht alle in Form von Achsgeräuschen auf die Karosserie des Kraftfahrzeuges übertragen werden, sondern nur, wenn die Schwingungsfrequenzen im Bereich von etwa 600 bis 4000 Hz liegen. Angestrebt wird deshalb eine Verschiebung der Resonanzfrequenzen der Kraftübertragung auf Werte außerhalb eines Bereichs, in dem die Achsgeräusche auf die Karosserie des Kraftfahrzeugs übertragen werden können. Zu diesem Zweck wird zuerst eine auf Simulation basierende Analyse der Schwingungen der verschiedenen drehenden Elemente der Kraftfahrzeug-Kraftübertragung gemäß Darstellung in F i g. 2 vorgenommen. In der F i g. 2 bedeuten die vier oberen Blöcke eine Reihe von Kraftfahrzeug-Kraftübertragungselementen: eine Motorkurbelwelle, ein Schwungrad der Kurbelwelle, eine mit der Kurbelwelle über eine Kupplung, eine Kupplungswelle, eine Getriebehauptwelle und ein Schaltgetriebe verbundene Kardanwelle und schließlich eine Ritzelwelle des Hinterachsgetriebes. Die unteren zwei Blöcke bezeichnen ein durch die Ritzelwelle über ein Ritzel angetriebenes Tellerrad und ein von dem Tellerrad über eine Hinterachswelle angetriebenes Rad. Die Massenträgheitsmomente / in kg-cm-see², die Winkelabweichungen Θ in Grad (Radiant) und die Torsionssteifigkeiten K in kp ■ cm ■ rad -' dieser Antriebselemente sind mit entsprechenden Indices gemäß der folgenden Tabelle bezeichnet.

	Massenträgheits moment	Winkelabweichung	Torsionssteifigkeit	K₁
	(kg · cm ■ see²)	(rad)	(kp · cm · rad"¹)	K₂
Kurbelwelle	/,	01	Kurbelwelle	K₃
Schwungrad	/2	©2	Kupplung, Kupp lungswelle, Getriebe hauptwelle und Getriebe	K₄
Kardanwelle	/3	©3	Kardanwelle	K₅
Ritzelwelle	U	04		Kf,
Tellerrad	h	05	Hinterachswelle
Rad	k	06

Die Differentialgleichungen der Torsionsschwingung verhalten sich nun wie folgt:

θ, + Κ,(θ, -Θ₂) = 0;

Ö2 + K₂(Q₂ - θ,) + K₂(B₂ - θ₃) = 0,

Q₃ + K₃(Q₃ - Q₂) + K₃(Q₁ - Q₄) = 0,

04 + K₄(Q₄ - θ₃) = T- sin ωΤ,

05 + K₅(Q₅ - Q₄) = 0 und

06 + K₆(Q₆ - Q₅) = θ,

I₂

k h

wobei ω auf der rechten Seite der vierten Gleichung die; Kämmfrequenz des Ritzels bezeichnet und als solche bo das Produkt aus der Drehzahl der Ritzelwelle und der Zahnzahl des Ritzels ist. Bedingungen, die den Dämpfungskoeffizienten berücksichtigen, sind zur Vereinfachung der Rechnung und wegen der Tatsache, daß sie vernachlässigbar klein sind, in den obigen Gleichungen weggelassen worden. Die obige Beziehung kann, obwohl mit einem System von sechs Freiheitsgraden aufgestellt, unter Berücksichtigung der Beziehung 05 = — n-Q„ gelöst werden, wobei η ein Drehzahl-

Übersetzungs-Verhältnis ist. Über eine derart gewonnene Lösung der obigen Differentialgleichungen findet man heraus, daß die Winkelverdrehung des Ritzels der Ritzelwelle des Hinterachsgetriebes sich gemäß Fig.3 in Abhängigkeit von der Kämmfrequenz des Ritzels > ändert, die die Achsgeräusche bewirkt. Die Schwingungskurve der gesamten Kraftübertragung wurde für eine Ritzelkämmfrequenz von etwa 620 Hz bestimmt, welche in einen Bereich fällt, in dem die Geräusche auf die Karosserie des Kraftfahrzeuges übertragen werden; κι das Ergebnis ist in Fig.4 dargestellt. In Fig.4 sind die Winkelverdrehungen der Kraftübertragungselemente gezeigt, die mit einem Motor E, einer Kupplung C, einer Kraftübertragungseinheit T, einem vorderen Kardangelenk F.}., einer Kardanwelle P, einem hinteren π Kardangelenk R. J. und einem Hinterachsgetriebe F einschließlich des Ausgleichgetriebes und der Achswellen schematisch dargestellt sind. Aus F i g. 4 sieht man, daß die auf die Karosserie des Kraftfahrzeuges übertragenen Torsionsschwingungen weit mehr von den Massenmomenten der Kardanwelle und der Ritzelwelle mit dem Ritzel als von denen der Kurbelwelle und des Schwungrades abhängen. Das bedeutet, daß die Achsgeräusche ausgeschaltet werden können, wenn die Resonanzfrequenzen der Kardanwel- 2> Ie und der Ritzelwelle so verlagert werden, daß die Resonanzschwingungen nicht mehr auf die Fahrzeugkarosserie übertragen werden oder daß zumindest nur ein begrenzter Frequenzbereich die Karosserie erreichen kann. Da die Winkelverdrehung der Kraftübertragung jo in der Nähe der Ritzelwelle einen Höchstwert erreicht, wird die träge Masse am Vorderende der Ritzelwelle angebracht. Aus Fig.5 ist der Einfluß einer solchen tragen Masse zu ersehen; die Resonanzfrequenz des Hinterachsgetriebes ändert sich abhängend vom Betrag r> der hinzugefügten Masse.

In F i g. 6 ist eine träge Masse als Bestandteil einer üblichen Hinterachsgetriebe-Konstruktion dargestellt. Das Hinterachsgetriebe besitzt ein Hinterachsgehäuse 20, das an der Fahrzeugkarosserie befestigt ist. Eine in Längsrichtung der Fahrzeugkarosserie verlaufende Ritzelwelle 21 ist in diesem Hinterachsgehäuse über ein vorderes und ein hinteres Lager 22 bzw. 23 drehbar befestigt. Diese Lager 22 und 23, welche als Kegelrollenlager dargestellt sind, werden mittels eines Distanz- « Stücks 24 in Abstand voneinander gehalten. Die Ritzelwelle 21 trägt an ihrem hinteren Ende ein Ritzel 25. Dieses Ritzel 25 steht in ständigem Eingriff mit einem Tellerrad und ermöglicht eine rechtwinkelige Übertragung der Kraft von der Ritzelwelle auf das Tellerrad, das in Antriebsverbindung mit einem Ausgleichgetriebe steht, über das die Antriebskraft auf die rechte und linke Hinterachswelle übertragen wird. Die Ritzelwelle 21 trägt an ihrem vorderen Endabschnitt einen Ritzelwellenflansch 26, der einen den vorderen Endabschnitt der Ritzelwelle 21 umgebenden Hülsenabschnitt und einen über die Ritzelwelle 21 hinausreichenden Flanschabschnitt besitzt. Der Flansch 26 ist mittels einer Schraube 27 über einen Federring 28 an der Ritzelwelle 21 befestigt. Mit der Bezugsziffer 29 e>o ist eine ringförmige öldichtung bezeichnet, die zwischen dem Hülsenabschnitt des Flansches 26 und dem Hinterachsgehäuse 20 sitzt. Der Flansch 26 ist über seinen Flanschabschnitt mit einem hinteren Kardangelenk 30 mit geeigneten Befestigungsmitteln wie μ Schrauben und Muttern 31 verbunden. Das Kardangelenk 30 ist mit einer einen Teil der Kraftübertragung des Kraftfahrzeugs bildenden Kardanwelle 32 verbunden.

Das Kardangelenk 30 ist hier als Kreuzgelenk dargestellt, dessen Kreuzgelenkgabeln 31a und 31έ mittels zueinander über kreuz angeordneten Lagerzapfen 32a und 32b miteinander verbunden sind. Das Hinterachsgetriebe ist mit einer trägen Masse in Form eines Rades 33 mit einer Radscheibe 33a ausgebildet. Dieses Rad 33 wird in seiner Lage gehalten, indem die Radscheibe gemäß Darstellung zwischen dem Flanschabschnitt des Ritzelwellenflansches 26 und der achsantriebsseitigen Gabel 3ib des Kardangelenks 30 mit Schrauben und Muttern 31 befestigt ist. Das als träge Masse wirkende Rad 33 ist aus einem einzigen starren Körper gebildet, beispielsweise aus Stahl.

Als Alternative zu der vorbeschriebenen trägen Masse, die mit Befestigungsmitteln am Ritzelwellenflansch befestigt ist, kann die träge Masse einstückig mil einem der mit der Kardan- bzw. Ritzelwelle mitdrehenden Teile sein. Hierzu zeigt F i g. 7 ein Beispiel, bei dem die träge Masse als starres Rad 35 ausgebildet ist, das über eine Radscheibe 35a einstückig mit dem Flanschabschnitt des Ritzelwellenflansches 26 ausgebildet ist.

F i g. 8 zeigt ein weiteres Beispiel, bei dem der Ritzelwellenflansch 36 einen Flanschabschnitt 36a mil radial verstärkter Dicke und somit eine entsprechende Vergrößerung des Massenträgheitsmoments des Flansches 36 aufweist. Die Kombination aus Flansch 36 und träger Masse ist mit einem nicht dargestellter Kardangelenk über Bolzen 37 verbunden.

Fig.9 zeigt ein weiteres Ausführungsbeispiel, bei dem die träge Masse einstückig mit dem der Ritzelwelle zugewandten Kreuzgelenk 30 gefertigt ist. Die träge Masse ist dabei wieder in Form eines starren Rades 3i konstruiert, das über eine Radscheibe 38a einstückig mil der hinteren achsantriebsseitigen Gabel 316' des Kreuzgelenks 30 ausgebildet ist.

Fig. 10 zeigt die Ergebnisse der Versuche, die zur Bestimmung der Schwingungen der Ritzelwelle ir einem mit einem Motor mit 1200 ecm Hubraurr ausgestatteten Fahrzeug durchgeführt wurden. Die Kurve der Fig. 10 zeigt so die Änderung dei Schwingungsamplitude der vertikalen Schwingung dei Ritzelwelle in Abhängigkeit von der Kämmfrequenz de; Ritzels des Hinterradgetriebes in Hertz. Aus diesel Kurve sieht man, daß die Torsions- und Biegeschwingungsfrequenz der Ritzelwelle mit der Resonanzfrequenz (etwa 640 Hz) der Kraftübertragung einschließ lieh des Hinterachsgetriebes gekoppelt ist. Das heißt daß die Übertragung der Achsgeräusche auf dif Fahrzeugkarosserie verhindert wird, wenn die Resonanzfrequenz der Ritzelwelle auf etwa 580 Hz verrin gert wird, was dem Minimalwert der Schwingungsam plitude entspricht. Aus den vorgenannten Differential gleichungen zur Berechnung der Torsionsschwingunger ist entnehmbar, daß die zusätzliche träge Masse, die zui Erreichung dieses Zieles geeignet ist, folgende Eigen schäften haben sollte:

Zusätzliches

Massenträgheitsmoment:
Zusätzliche träge Masse:

ca. 0,2 kg-mm-see² ca. 0,7 bis 1,0 kg

Die diese Bedingungen erfüllende träge Masse wurd< zwischen die Kardanwelle und den Ritzelwellenflanscl montiert, mit dem Ergebnis, daß sich der Schwingungs verlauf an der Ritzelwelle von dem in F i g. 10 gezeigter zu dem in Fig. 11 gezeigten hin veränderte. Fig. i; zeigt die Schalldruckpegel der auf die Fahrzeugkarosse rie übertragenen Geräusche, die gegen die Kämmfre quenz des Ritzels des Hinterachsgetriebes aufgetrager

7 8

sind. Die Kurven ρ und q der Fig. 12 stehen in trägen Masse zeigt.

Beziehung zu den Kurven der F i g. 10 bzw. 11; so zeigt Ein Vergleich zwischen diesen Kurven ρ und q zeigt,

die Kurve ρ den Geräuschpegel in der Fahrzeugkaros- daß die unangenehmen Geräusche, die von den

serie bei Benutzung eines Hinterachsgetriebes her- Achsgeräuschen herrühren, auf einen bemerkenswert

kömmlicher Konstruktion, während die Kurve q den ■-> niedrigen Pegel speziell im Frequenzbereich von 600 bis

Geräuschpegel eines Hinterachsgetriebes mit der 700 Hz verringert werden.

4 Blatt Zeichnungen

Claims

Patentansprüche:

1. Anordnung zur Unterdrückung von aus dem Achsgetriebe der Hinterachse kommenden Geräuschen bei Kraftfahrzeugen, bei welchen über eine Kardanwelle mittels einer Flanschverbindung eine im Achsgetriebegehäuse gelagerte Ritzelwelle angetrieben wird, welche ihrerseits über ein mit einem Tellerrad verbundenes Ausgleichgetriebe die Achswellen des Kraftfahrzeuges antreibt, wobei im Antriebsstrang eine träge Masse zur Unterdrückung von Schwingungen angeordnet ist, dadurch gekennzeichnet, daß die träge Masse (Rad 33; 35; Ritzelwellenflansch 36; Rad 38) aus starrem Material besteht und an dem der Kardanwelle (32) zugewandten Ende der Ritzelwelle (21) des Achsgetriebes (Hinterachsgehäuse 20) starr angebracht ist und ihr Schwerpunkt in der Drehachse der Ritzelwelle (21) liegt, und daß die träge Masse so vorbestimmt ist, daß die Eigenfrequenz des Achsgetriebes auf einen Wert verändert wird, bei dem dessen Schwingungen nicht auf den Karosserieaufbau übertragen werden.

2. Anordnung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die träge Masse ein Rad (33; 35) mit einem Radkranz und einer Radscheibe (33a; 35a; Flanschabschnitt 36a^bildet.

3. Anordnung nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß das Rad mit der Radscheibe über einen Ritzelwellenflansch (26, 36) oder eine mit dem Ritzelwellenflansch verbundene Kreuzgelenkgabel (31 b) mit der Ritzelwelle (21) lösbar verbunden ist.

4. Anordnung nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß das Rad (38) mit dem Ritzelwellenflansch (26) bzw. der Kreuzgelenkgabel (30) einstückig ausgebildet ist.