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Druckfeder Die Erfindung betrifft eine Druckfeder zum Einbau in Motoren,
Pumpen o.dgl., in denen sie in einem ersten Betriebszustand auf ein erstes Ausmaß
und in einem zweiten Betriebs zustand auf ein zweites das erste übersteigende Ausmaß
zusammengepreßt werden, und bei der die Endwindungen eingewunden sind.
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tei derartigen Federn handelt es sich beispielsweise um Ventilfedern
für Automobilmotoren. Im ersten Betriebs zustand ist uas Ventil geschlossen, im
zweiten Betriebszustand offen. Dabei tritt folgendes Problem auf: Nach Beendigung
des Hubes zwischen erstem und zweitem Betriebszustand, den die Ventilfedern durch
die Nockenwelle erzwungen sinusförmig ausführen, zeigen sie im ersten Betriebszustand
(Einbaulage 1) Schwingungen, die ihrer Eigenfrequenz entsprechen. Diese Schwingungen
klingen erst nach einer gewissen Zeit aus.
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Dieses Ausklingen sollte vor Beginn des jeweils nächsten Hubes beendet
sein, da nur dann zum Zeitpunkt des Beginns des nächsten Hubes keine durch die eigenfrequente
Schwingung herbeigeführte Schubspannungserhöhung mehr vorliegt und nur dann ein
zufriedenstellendes Arbeiten der Ventilfedern gewährleistet ist.
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Bei den bekannten Druckfedern ist dies jedoch bei höheren Drehzahlen
der Motoren nicht mehr der Fall. Bei hohen Drehzahlen wird nämlich die Schwingungsamplitude
des Ausklingvorganges sehr hoch; das führt dazu, daß der Ausklingvorgang zum Zeitpunkt
des Beginns des nächsten Hubes noch nicht abgeschlossen ist. Dies führt wiederum
zu einer Erhöhung der oberen Schubspannung (2-kO), und zwar gerade um den Betrag
der gerade vor Beginn des nächsten Hubes noch vorhandenen Schwingungsamplitude.
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Diese Erhöhung der Schubspannung ist grundsätzlich unerwünscht, da
sie eine erhöhte Belastung der Feder darstellt. Dies soll vermieden werden. Aber
auch abgesehen davon, daß zu Beginn des nächsten Hubes noch eine gewisse Schwingungsamplitude
vorhanden ist, ist die Schwingung selbst generell unerwünscht, da sie dazu führen
kann, daß das Ventil nicht richtig schließt.
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Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine als Ventilfeder in
Automobilmotoren einbaubare Druckfeder der eingangs genannten Art derart auszubilden,
daß sich ein günstigeres Drehzahlverhalten als bei bekannten Druckfedern ergibt.
Dieses "günstigere" Drehzahlverhalten ist dahingehend zu beschreiben, daß auch bei
hohen Drehzahlen möglichst keine Erhöhung der maximalen inneren Schubspannung Z7ko
mehr eintreten soll.
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Schraubendruckfedern mit eingewundenen Endwindungen sind bereits bekannt
(DT-PS 1 169 209); bei ihnen wird jedoch größter Wert darauf gelegt, daß die Endwindungen
im Betrieb die sich an sie anschliePenden Windungen nicht berühren, da darauf Dauerbrüche
zurückgeführt werden.
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Die dargestellte Aufgabe wird bei der Erfindung dadurch gelöst, daF
sie sich zwischen den eingewundenen Endwindungen und den sich daran anschließenden
jeweils nächsten Windungen ausbildenden Obergangsbereiche zumindest in dem zweiten
Betriebszustand an der jeweils nächstliegenden Windung anliegen.
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Die Erfindung geht also bei der Ausbildung der eingewundenen Endwindungen
bewußt von den Forderungen ab, die dafür nach dem Stande der Technik (DT-PS 1 169
209)4erhoben werden, und nützt die Reibung der Obergangsbereiche an den jeweils
nächsten Windungen zur Dämpfung der Schwingungsamplitude der Eigenfrequenz und damit
der inneren Schubspannung aus; die Befürchtung, daß sich dabei - wie aufgrund der
Feststellung im Stande der Technik (DT-PS 1 169 209). zu erwarten gewesen wäre -
Dauerbrüche einstellen, hat sich selbst bei gründlichen Testläufen nicht bestätigt.
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Verschiedene vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung sind in den
Unteransprüchen definiert. Insgesamt gesehen bietet eine gemäß der Erfindung ausgebildete
Druckfeder bei ihrer Verwendung als Ventilfeder folgende Vorteile: a. Durch das
Anliegen der Übergangsbereiche, die sich zwischen den Endwindungen und den sich
an sie anschlieFenden Windungen ergeben, an den diesen Obergangsbereic wiederum
benachbarten Windungen ergibt sich eine Reibungsdämpfung der Schwingungsamplitude
der Eigenfrequenz und damit der inneren Schubspannung und daraus eine gegenüber
bekannten Ventilfedern sowohl von Anfang an verringerte Amplitude als auch eine
schnellere Abnahme derselben; die bei erneutem Öffnen des Ventils noch vorhandene
Schwingungsenergie ist entsprechend geringer; demgemäß ist auch der selbst bei extrem
hohen Drehzahlen auftretende Zuwachs der maximalen Schubspannung {kO erheblich geringer
als bei den bekannten Druckfedern. Das Drehzahlverhalten dieser Ventilfedern ist
also wesentlich besser als bei den seither bekannten Ventilfedern;
b.
Durch Ausbildung der eingewundenen Endwindungen derart, daß sie in einer senkrecht
zur Federachse verlaufende Ebene liegen, also keine Steigung mehr aufweisen, wird
ein Anschleifen der Ventilfeder zur Erzielung einer ebenen Auflagefläche an einem
Widerlager, z.B. einem Ventilteller, vermieden; c. Durch die angegebenen Vorteile
kann man eine symmetrische Bauweise vorsehen, ohne daß die dafür an sich zu erwartenden
Nachteile auftreten; auf diese Weise wird eine Festlegung der Einbaurichtung vermieden
und gleichzeitig für eine günstige Spannungsverteilung innerhalb der Feder Sorge
getragen; d. Die bei der Erfindung erhöht gewählte Eigenfrequenz der Ventilfeder
führt in Verbindung mit der hohen Dämpfung der Schwingungsamplitude der inneren
Schubspannung vermutlich dazu, daß die bei Schließen des Ventils freiwerdende Energie,
die zu den Schwingungen führt, schneller als seither abgebaut werden kann; e. der
relativ hohe Umschlingungswinkel sichert eine gute Auflage und einen guten Sitz
der Ventilfeder in der Federaufnahme (Rotocap und Ventilteller).
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Ein Ausführungsbeispiel der Erfindung und ihrer vorteilhaften Weiterbildungen
wird im folgenden anhand der beigefügten Zeichnungen beschrieben. Es stellen dar:
Fig.
1 eine Draufsicht auf ein Ausführungsbeispiel einer Ventilfeder; Fig. 2 eine Seitenansicht
der Ventilfeder im entspannten Zustand; Fig. 3 eine Seitenansicht der Ventilfeder
in auf einem ersten Betriebszustand zusammengepreßten Zustand (Ventil geschlossen);
Fig. 4a und 4b den Verlauf der inneren Schubspannung bei einer bekannten Feder im
Betrieb bei Drehzahlen von n = 4000 U/min und n = 6000 U/min; Fig. Sa, Sb und Sc
den Verlauf der inneren Schubspannung für die Ventilfeder nach Fig. 1 bei Drehzahlen
von n= 4000, 6000 und 7200 U/min.
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Die in den Fig. 1 - 3 gezeigte Ventilfeder 1 ist aus legiertem Ventilfederstahldraht
mit mehreren Windungen gewickelt. Das obere Federende ist mit 2, die sich daran
anschließende eingewundene Endwindungen mit dem kleineren Durchmesser (UmschlingungswinkelX
) mit 3, der sich daran anschließende Obergangsbereich bis zum großen Durchmesser
mit 4, und die sich an den Übergangsbereich 4 anschließende erste Windung mit großem
Durchmesser mit 5 bezeichnet. Entsprechend ist das untere Federende mit 6, die untere
eingewundene Endwindung mit kleinem Durchmesser (Ums chlingungswinkel o( ) mit 7,
der sich an diese anschließende Obergangsbereich auf dem großen Durchmesser mit
8, und die erste Windung mit großem Durchmesser mit 9 bezeichnet.
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Der Gesamtaufbau der Ventilfeder 1 ist, wie äus Fig. 2 zu ersehen,
symmetrisch. Jedoch sind die Abstände zwischen den einzelnen Windungen unterschiedlich,
d.h. der Abstand der Windungen voneinander nimmt zur Mitte der Ventilfeder hin zu.
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Die Endwindungen 3 und 7 sind 11eingewunden", d.h. über die Übergangsbereiche
4 bzw. 8 von den jeweils nächsten Windungen 8 und 9, bei großem Durchmesser aufweisen,
zu den Federenden hin radial nach innen abgebogen. Der Durchmesser der Endwindungen
3 bzw. 7 ist also keiner als der der - nach den Obergangsbereichen 4 bzw. 8 - sich
daran anschließenden Windungen 5 bzw. 9.
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Das Einwinden der Endwindungen 3 bzw. 7 erfolgt nun derart, daß die
Obergangsbereiche 4 bzw. 8 im entspannten Zustand der Ventilfeder (Fig. 2) die sich
an diese Übergangsbereiche anschließenden Windungen 5 bzw. 9 nicht mehr berühren.
Im in den Motor eingebauten ersten Betriebszustand (Ventil geschlossen), der in
Fig. 3 dargestellt ist, liegen jedoch die Übergangsbereiche 4 bzw. 3 entlang der
Bereiche 10 (oben) und 11 (unten) an den sich an sie anschlieMenden nächsten Windungen
5 bzw. 9, die bereits den großen Durchmesser aufweisen, an. Diese Bereiche 10 bzw.
11 werden natürlich in Längsrichtung entlang den Federwindungen bzw. entlang der
Übergangsbereiche länger, wenn sich die Ventilfeder im zweiten Betriebszustand (Ventil
geöffnet) befindet, in dem sie noch über das in Fig. 3 dargestellte Maß hinaus zusammengedrückt
ist.
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Die eingewundenen Endwindungen 3 bzw. 7 liegen ferner, wie aus Fig.
2 zu ersehen, in einer senkrecht zur Federachse verlaufenden Ebene, d.h. im Gegensatz
zu den anderen Windungen der Ventilfeder weisen sie keine Steigung auf. Daher ist
eine gute Auflage entlang des in Fig. 1 eingezeichneten Umschlingungswinkels auf
Ventiltellern, zwischen denen die Feder eingebaut ist, möglich, ohne sie zu diesem
Zweck an ihren Enden schräg anschleifen zu müssen.
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Das Einwinden der Endwindungen 3 bzw. 7 erfolgt ferner derart, daß
der Umschlingungwinkel X ca. 2000 beträgt. Dies ist der Winkel, über dessen Bogen
der Verlauf der Endwindungen kreisförmig ist, so daß sich die Endwindungen 3 bzw.
6 an eine Widerlagerfläche, wie sie z.B. bei einem Ventilteller gegeben ist, die
also rotationssymmetrisch und im Querschnitt kegelschnittförmig ausgebildet ist,
sauber entlang dieses Umfangbereiches anliegen.
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Ferner ist die Eigenfrequenz der Ventilfeder so bestimmt, daß sie
höher liegt, als dies seither bei Ventilfedern üblich ist; die Eigenfrequenz, die
aufgrund der konstruktiven Ausbildung berechnet werden kann (vgl. DIN 2089, Blatt
1), liegt bei der erfindungsgemänen Ventilfeder bei 380 bis 500 Hz, vorzugsweise
bei 450 Hz.
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Dadurch, daß die Übergangsbereiche 4 bzw. 8, die sich zwischen den
eingewundenen Endwindungen 3 bzw. 7 (kleiner Durchmesser) und den nächsten Windungen
5 bzw. 9 (großer Durchmesser) ausbilden, an den benachbarten Windungen 5 bzw. 9
entlang eines gewissen Längenstükkes, durch das die Bereiche 10, 11 definiert werden,
anliegen, ergibt sich, wie noch im folgenden genauer darzustellen sein wird, eine
Dämpfung der-Schwingungsamplitude der inneren Schubspannung in der Ventilfeder bei
Wechsel des Betriebszustandes und damit eine bessere Konstanz der eingestellten
maximalen inneren Schubspannung TkO über einen weiten Drehzahlbereich.
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Die Fig. 4a und 4b zeigen für eine bekannte Ventilfeder den Verlauf
der inneren Schubspannung Tk bei einer Drehzahl von n = 4000 U/min (Fig. 4a) bzw.
n = 6000 U/min (Fig. 4b). Bei einer Umdrehungszahl von 4000 U/min (Fig. 4a) arbeitet
diese bekannte Feder noch einigermaßen zufriedenstellend: Beim Offnen des Ventils,
d.h. bei erhöhter
Pressung der Ventilfeder steigt die innere Schubspannung
auf einen Maximalwert T kO an und fällt bei Schließung des Ventils wieder auf den
Minimalwert t kU ab. Es gilt: ko T r :t kH kU t ist die Hubspannung. Die Lebensdauer
der Feder ist von RkH kH und RkO abhängig (vgl. die sog. Wöhlerkurve).
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Der Minimalwert RkU wird dabei jedoch nicht sofort erreicht, da die
vorhandene Federenergie in der entlasteten Feder noch Spannungspitzen erzeugt, welche
die Feder in Schwingungen versetzen, die der Eigenfrequenz der Feder entsprechen.
Die beim Schließen des Ventils noch vorhandene Feder-Restenergie bestimmt die Amplitude
dieser eigenfrequenten Stimmung, die dann in Abhängigkeit von der vaandenen Dämpfung
abnimmt.
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In Fig. 4a und 4b ist das Abklingen dieser Schwingung der inneren
Schubspannung durch die eingezeichnete strichpunktierte Hüllinie angedeutet.
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Zum Zeitpunkt des nächsten Hubes ist die Schwingungsamplitude bei
einer Drehzahl von n = 4000 U/min (Fig. 4a) so gering geworden, daß bei erneutem
Hub, d.h. bei erneutem starken Anstieg der inneren Schubspannungokeine weitere Spannungserhöhung
durch die noch vorhandene Feder-Restenergie auftritt.
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Wie aus Fig. 4b zu ersehen, ändern sich diese Verhältnisse bei der
bekannten Ventilfeder jedoch ganz erheblich, wenn die Drehzahl auf n = 6000 U/min
ansteigt. Wie aus der Hüllinie nach dem Schließen des Ventils zu ersehen, hat die
Amplitude der Schwingung der inneren Schubspannung der Ventilfeder zum Zeitpunkt
des erneuten oeffnens des Ventils noch einen beachtlichen Wert und dadamit die Ventilfeder
noch einen beachtlichen Energiegehalt, der
sich erneutem offenen
dahingehend auswirkt, daß - unabhängig vom momentanen Wert der inneren Schubspannung
- eine Erhöhung der maximalen inneren Schubspannung r kO auftritt, wie dies aus
Fig. 4b zu ersehen ist.
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Dieses Phänomen ist unerwünscht, da die einmal der Dimensionierung
zugrunde gelegte Bemessung von RkO und TkH im gesamten Drehzahlbereich möglichst
gleich bleiben soll; die Erhöhung bei hohen Drehzahlen, die auf die in der Ventilfeder
bei erneutem offenen des Ventils noch vorhandene Energie zurückzuführen ist, führt
zu einer stärkeren Beanspruchung, die vermieden werden soll. Außerdem führen die
Schwingungen der inneren Schubspannung nach Schließen des Ventils, wenn sie größere
Amplitude aufweisen, zu einer höheren Schwingungsbelastung, die ebenfalls zu Brüchen
führen kann, sowie einer Undichtheit des Ventils, was zu einer Leistungsminderung
des Motors führt.
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Das Anliegen der Obergangsbereiche 4 bzw. 8 an den jeweils sich daran
anschließenden Windungen 5 bzw. 9 über sich entlang des Federdrahtes erstreckende
Bereiche 10, 11 führt nun bei der erfindungsgemäßen Ventilfeder zu einer Dämpfung
dieser Schwingungen.
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Dies führt erstens zu sehr viel kleineren Schwingungsamplituden und
zweitens damit zu einem sehr raschen Abbau der Schwingungsenergie, also zu einer
sehr raschen Abnahme der Amplitude. Dieser Vorgang wird dadurch begünstigt, daß
die Eigenfrequenz der Ventilfeder höher liegt, als man dies seither für möglich
hielt.
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Es ist zu vermuten, daß durch das Anliegen des Übergangsbereiches
von den Windungen großen Durchmessers zu den eingewundenen Windungen sich die Eigenfrequenz
erhöht und zugleich eine starke Dämpfung durch Energieverlust durch Reibung der
Übergangsbereiche 4 bzw. 8 an den sich daran anschließenden Windungen 5 bzw. 9 stattfindet.
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Die Fig. 5a, b, c zeigen nun für eine erfindungsgemäße Ventilfeder
bei Drehzahlen von n = 4000, 6000 und 7200 U/min des Schwingungsverhalten der inneren
Schubspannung zwischen jeweils zwei öffnungen des Ventils.
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Wie aus Fig. Sa zu ersehen, ist schon bei einer Drehzahl von n = 4000
U/min die Schwingungsamplitude erheblich geringer als bei der bekannten Ventilfeder,
deren Schwingungsverhalten in Fig. lsa dargestellt ist.
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Fig. Sb zeigt, daß bei einer Drehzahl von n = 6000 U/min sich die
Schwingungsamplitude der inneren Schubspannung zwischen zwei Ventilöffnungen sehr
schnell auf einen geringen Wert abbaut.
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Dies führt sogar dazu, daß die bei Ventilöffnung sich einstellende
maximale innere Schubspannung # kO bei dieser schon relativ hohen Drehzahl sogar
etwas geringer als bei der geringeren Drehzahl ist. rkH bleibt dabei konstant (siehe
den entsprechenden Eintrag in Fig. 5a).
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Fig. 5c zeigt, daß auch bei der sehr hohen Drehzahl n = 7200 U/min
die Schwingungsamplitude der inneren Schubspannung zwischen zwei Ventilöffnungen
sehr schnell abgebaut wird, so daß zum Zeitpunkt der nächsten Ventilöffnung der
Restgehalt an Schwingungsenergie, den die Ventilfeder noch aufweist, bereits sehr
gering ist, so daß daraus nur eine geringfügige Erhöhung der maximalen inneren Schubspannung
?kO und von T kH folgt. Dies ergibt sich deutlich durch den Vergleich der maximalen
Schubssannung T kO in Fig. 5a für eine Drehzahl von n = 4000 U/min und Fig. 5c für
eine Drehzahl von n = 7200 U/min. Die Erhöhung ist wesentlich geringer als bei der
bekannten Ventilfeder nach Fig.
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4a und 4b.
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Die Vorteile der erfindungsgemäßen Ventilfeder sind also, daß a. die
Schwingungsamplitude der inneren Schubspannung zwischen zwei Ventilöffnungen erheblich
geringer wird; b. die Schwingungsamplitude sehr viel rascher abnimmt und somit der
Restenergiegehalt der Ventilfeder zum Zeitpunkt des erneuten Öffnen des Ventils
sehr viel geringer ist; c. die Erhöhung der maximalen inneren Schubspannung TkO,
sowie der Hubspannung Z bei hohen Drehzahlen erheblich reduziert werden kann.
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Das bedeutet, wie durch die Fig. 5a bis Sc nachgewiesen, ein erheblich
besseres Drehzahlverhalten über einen sehr viel weiteren Drehzahlbereich.
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Diesvorteilhafte Schwingungsverhalten erscheint dadurch, daß eine
Dämpfung der Schwingungen der inneren Schubspannung bereits in demjenigen Betriebszustand
gegeben ist, in dem das Ventil geschlossen ist, erheblich begünstigt.
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Wie aus Fig. 1 zu ersehen und bereits oben erwähnt, sind die Endwindungen
3 bzw. 7 derart eingewunden, daß sie in einer senkrecht zur Federachse liegenden
Ebene liegen. Man erreicht dies dadurch, daPi die nach innen eingewundenen und zunächst
noch eine Steigung aufweisenden Endwindungen in das Innere des Federkörpers von
außen eingedrückt werden, während der äußere Federkörper festgehalten wird.
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Patentansprüche: