DE29812225U1

DE29812225U1 - Hubkolbenmaschine mit Untersetzungsgetriebe

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Publication number: DE29812225U1
Application number: DE29812225U
Authority: DE
Original assignee: TRZCIONKA JAN DIPL ING
Current assignee: TRZCIONKA JAN DIPL ING
Priority date: 1998-07-09
Filing date: 1998-07-09
Publication date: 1998-10-08
Anticipated expiration: 2008-07-10
Also published as: DE19931673A1

Description

Beschreibung:

Die Erfindung betrifft eine Hubkolbenmaschine mit Untersetzungsgetriebe gemäß dem Oberbegriff des Anspruchs 1, insbesondere für Luft- und Wasserfahrzeuge.

Die Notwendigkeit von einstufigen Untersetzungsgetrieben bei Hubkolbenmotoren ergibt sich aus der physikalischen Wirkungsweise von Propellerantrieben.

Bei Luftantrieben stellt die Luftschraube oder das Rotorblatt einen rotierenden Tragflügel dar, dessen Auftrieb als Vortrieb wirksam wird. Die Luftschraube soll sich theoretisch in die Luft hineinschrauben, wobei deren Steigung pro Umdrehung, in Vortrieb umgesetzt werden soll. Dabei wird ein Teil der Luft nach hinten weggedrückt. Diesen unerwünschten Effekt nennt man Schlupf. Entgegen landläufiger Meinung ist also der Teil der Luft, der nach hinten weggedrückt wird, als Verlustenergie und nicht als Propellerschub zu betrachten. Der Schlupf nimmt mit steigender Drehzahl zu. Außerdem steigt die Geräuschemission mit der 5.Potenz der Anströmgeschwindigkeit. Je größer der Durchmesser der Luftschraube gestaltet werden kann, desto langsamer die Drehzahl, desto geringer der Luftreibungswiderstand und desto höher der Wirkungsgrad. Besonders deutlich kann man dies bei Hubschraubern oder Windrädern beobachten, die mit großen, langsam drehenden Rotorblättern ausgestattet sind. Sogar neuere Düsentriebwerke werden zunehmend vom reinen Rückstoßtriebwerk in Turboprop- oder Turbofantriebwerke umgewandelt.

Bei Wasserantrieben entsteht der Schub hingegen durch die Menge und Geschwindigkeit des nach hinten gedrückten flüssigen Mediums nach dem Düsenprinzip. Um den gleichen Schub zu erzeugen muß eine kleine Schraube eine kleine Menge Wasser stark beschleunigen oder eine große Schraube eine große Menge Wasser weniger stark beschleunigen. Die aufzuwendende Arbeit wächst mit der 2.Potenz der Geschwindigkeitssteigerung. Daraus ergibt sich, daß man einer großen Schraube für den gleichen Schub weniger Arbeit zuführen muß, als einer kleinen. Eine schnelldrehende, kleine Schraube drückt einen dünnen Wasserstrahl nach hinten, wodurch große Reibungsverluste gegenüber dem ruhenden Wasser entstehen. Die Reibungswärme und der Unterdruck an den Blattspitzen führt zu unerwünschter Bildung von Dampfblasen, der sogenannten Kavitation, die zur Blattzerstörung führen kann.

Verbrennungsmotoren benötigen aber relativ hohe Drehzahlen, um eine optimale Leistungsabgabe zu erzielen. Hohe Drehzahlen sind nur dann mit großen Propellerdurchmessern aufzubringen, wenn der Motor- Hubraum entsprechend hoch ist. Dies führt zu einer unvertretbaren Erhöhung von Kraftstoffverbrauch, Motorengewicht und Propellerreibung, also zu einem schlechten Gesamtwirkungsgrad.

Um diese, auf den ersten Blick unvereinbaren Gegensätze zu umgehen, werden seit den zwanziger Jahren bei Flugmotoren und schubstarken Bootsantrieben Untersetzungsgetriebe verwendet. Dadurch wird die Motordrehzahl bei Flugantrieben erfahrungsgemäß im Verhältnis 1:1,5 bis 1:3,5 und bei Wasserantrieben im Verhältnis 1:2 bis 1:8 untersetzt. Wenn man die Steigung unberücksichtigt läßt und von der reinen Drehmomentabgabe einer Antriebswelle ausgeht, gilt die Faustformel (nach Denzin):
Durchmesser einer Luftschraube = 8 &khgr; Durchmesser einer Wasserschraube
Bei symmetrischen Flugmotoren haben sich Planetenradgetriebe oder Farman-Kegelradgetriebe durchgesetzt, und bei sonstigen Antrieben separate. &Agr;&mgr;&ogr;&idiagr;&igr; spezielle Kleinmotoren in Gartengeräten und Flugmodellen sind oft mit separaten Stirnrad- oder Riemengetrieben ausgestattet.

Der im Schutzanspruch 1 beschriebenen Erfindung liegt das Problem zugrunde, daß Planetenradgetriebe zwar große Momente ohne Achsversatz übertragen können, aber ihre Herstellung sehr aufwendig und teuer ist. Die rotationssymmetrische Anordnung führt dabei zu einer Minimierung der Lagerkräfte der An- und Abtriebs welle. Eine größtmögliche Anzahl von Planetenrädern erlaubt eine hohe Anzahl von Zahneingriffen zum selben Zeitpunkt. Dies ist aber nur dann wirklich gewährleistet, wenn die Fertigungstoleranzen aller, im Eingriff befindlichen Zahnräder sehr genau eingehalten werden. Hinzu kommt der hohe dynamische Innenwiderstand dieser Getriebeart, weil jedes der kleinen Planetenräder durch immens hohe Lagerkräfte, in Kombination mit sehr hohen Drehzahlen belastet ist. Aufgrund der kleinen Krümmungsradien der Planetenräder sind deren Zahnfußquerschnitte sehr klein und damit sinkt das übertragbare Moment pro Zahnradpaarung.

Außenverzahnte Stirnradgetriebe sind zwar einfach und reibungsarm aufgebaut, dafür sind sie aber relativ groß und schwer weil oft nur ein großes Zahnradpaar im Eingriff steht.
Bei Riemen- oder Kettengetriebe gilt dasselbe, weil die Raddurchmesser relativ groß gehalten werden müssen um Krümmungsradius und Zugbelastung in der Kette/Riemen günstig zu beeinflußen. Durch die Abroll- bzw. Riemenzugkraft und die hohe Masse des Radpaars entstehen hohe dynamische Lagerkräfle an der An- und Abtriebswelle.

Aufgabe der Erfindung ist es nun, die beschriebenen einstufigen Untersetzungsgetriebe so zu verbessern, daß sie die Vorteile von Planetenradgetrieben, wie Kompaktheit bei großer Momentübertragung und zentrischen An- und Abtrieb mit denen der Außen-Stirnradgetriebe, wie Einfachheit und Reibungsarmut in sich vereinen.

Diese Aufgabe wird durch Ausbildung gemäß den Kennzeichen des Anspruchs 1 gelöst. Grundsätzlich ist davon auszugehen, daß das Übersetzungsverhältnis von Planetenradgetrieben mit stehendem Planetenradkranz allein vom Verhältnis der Zähnezahlen zwischen Zahnring und Sonnenrad abhängt, wobei die Planetenräder Übertragungsglieder darstellen, welche die zentrische Achsanordnung von An- und Abtrieb gewährleisten.
Aus der geschilderten Eingangsproblematik wird ersichtlich, daß die Planetenräder das schwächste Glied der Übertragungskette von Planetenradgetrieben darstellen. Würde man diese weglassen, so entsteht ein Achsversatz zwischen Zahnring und Sonnenrad. Ein Berechnungsbeispiel ist anhand der Darstellung in Fig. 1 im Folgenden beschrieben. In Fig.l ist unter Version A ein Innenzahnradgetriebe mit Achsversatz ohne Planetenräder, einem Planetenradgetriebe unter Version B gegenübergestellt.

Die Berechnungsvorgaben beider Getriebe:

Antriebsdrehzahl an Rad Z2 :	6000 min"¹
Motorleistung an Rad Z2 :	3,6 kW
Betriebsfaktor :	1,25 (für Mehrzylindermaschinen)
Stoßbeiwert:	IJ
Antriebs-Untersetzung:	2: 1
Zähnemodul:	2,0
Zahnbreite :	14 mm
Normaleingriffswinkel :	20°
Profilverschiebung :	0 mm
Verzahnungsart:	gerade

ermittelte Vergleichsdaten :

Getriebeversion	(min¹) (Nm)	Version A	Version B	Version B	(Version A)
Zahnradpaarung Zähnezahlen Paarungszahl (Zn) Werkstoffpaarung Drehzahlen Drehmoment / Zn	(N/mm²) *(N/mm)**	Z2/Z1 15/30 I C45-K vergütet 6000/ 3000 5,80/11,60	Z3/Z2 7/15 6 C45-K vergütet 12857/6000 0,45/0,97	Z3/Z1 7/30 6 C45-K vergütet 12857/3000 0,45/1,93	Z2/Z1 15/30 I 42CrMo4 nitriert 6000/ 3000 5,80/11,60
zul. Dauerfestigkeit Zahnfußbiegespannung Sicherheit-Zahnbruch	zul. Herz'sche Pressung (N/mm²) Flankenbeanspruchung (N/mm²) Sicherheit-Flankenpressung	200,00 77,80/ 1,75 2,57/114,45	200,00 71,43/71,17 2,80/2,8\	200,00 56,79/ 1,08 3,52/ 184,49	430,00 105,16/ 2,36 4,09/ 182,04
	488,00 1122,82 0,43	488,00 1682,76 0,29	488,00 1171,00 0,42	1114,16 670,20 1,66

Entscheidend für die Festigkeit eines Getriebes ist die Sicherheit gegenüber Zahnbruch. Ist sie kleiner als &ldquor;1", brechen die Zähne und das Getriebe ist unbrauchbar. Eine Sicherheit kleiner als &ldquor;1" gegenüber Flankenpressung weist daraufhin, daß sich bei Belastung Druckstellen an den Zahnflanken ergeben, die zur Kaltverfestigung des Materials führen. Dies läßt sich durch Vergrößerung der Zahnbreite, durch Schräg- oder Kegelradverzahnung vermindern. Härten oder Nitrieren der Zahnflankenoberfläche führt ebenfalls zu einer merklichen Verbesserung, wie es bei der letzten Berechnung zu Version A ersichtlich ist. Eine Flankenhärtung hat allerdings zur Folge, daß sich das Getriebe nicht mehr einlaufen kann um die Fertigungsfehler auf alle Zähne zu verteilen. Ein Planetenradgetriebe der Version B muß daher sehr genau gefertigt werden und alle Zahnräder müssen nach dem Härten geschliffen werden. Dies ist bei Version A nicht erforderlich, da keine Überbestimmung der Zahneingriffe und Achsabstände vorliegt.

Aus den Berechnungen ist weiterhin ersichtlich, daß die Sicherheit gegenüber Flankenpressung bei Version B im ungünstigsten Fall (Zahnradpaarung: Z3/Z2) sogar geringer ist, als bei Version A. Das hängt nachweislich mit den kleinen Krümmungsradien und der kleinen Zähnezahl der Zahnräder Z3 zusammen. Dies läßt sich konstruktiv nur durch Verkleinerung des Zahnmoduls, also Erhöhung der Zähnezahlen verbessern. Geringere Module bedeuten aber im allgemeinen immer eine Verminderung der Sicherheit gegen Zahnbruch und eine Erhöhung der Fertigungskosten, insbesondere wenn die Zähne geschliffen werden müssen.

In Fig.2 ist die weitere Ausgestaltung der Erfindung schematisch dargestellt.
Erfindungsgemäß läßt sich beschriebene Getriebeversion A durch integrierte Bauweise in Hubkolbenmaschinen dahingehend modifizieren, daß ein zentrischer An- und Abtrieb ohne Achsversatz entsteht. Dies ist deshalb so vorteilhaft, weil bereits alle benötigten Komponenten zur Lagerung, zum Unwuchtausgleich und zur Momentenabstützung eines exzentrisch kreisenden Sonnenrades vorhanden sind.

Ein Nachteil dieser Anordnung gegenüber dem Planetenradgetriebe sind die höheren radialen Lagerkräfte in der An- und Abtriebswelle. Sie sind aber durch die Innenkrümmung von Zl geringer als bei außengekrümmten Stirnrad- und Riemengetrieben. Außerdem besitzen Hubkolbenmaschinen ohnehin stabile Kurbelwellenlager aufgrund der stoßartigen und wechselnden Belastungscharakteristik, sodaß dieser Nachteil weniger entscheidend ist.

Schwerwiegender könnte das Pendeln des Hauptpleuels um die Hauptkolbenachse während der Drehbewegung sein. Die sich ergebende auf- und abschwellende Rotationsgeschwindigkeit der untersetzten Hauptwelle kann zu Resonanzen führen. Mit zunehmender Umlaufgeschwindigkeit oder mit zunehmender Masse von Hauptpleuel und Z2 nimmt dadurch auch die Zahnflankenbeanspruchung zu. Bei größeren oder sehr schnellen Hubkolbenmaschinen gewinnt dieser Faktor zunehmend an Bedeutung und muß bei Versuchen überprüft werden.

Nachfolgend sollen an den Ausführungsbeispielen Fig. 3 bis 5 die Einsatzmöglichkeiten und spezifische Vorteile der Erfindung beschrieben werden.

In Fig.3 ist ein Verbrennungsmotor in V-Bauart gemäß den Ansprüchen 4 bis 6 beschrieben. Das Kurbelzahnrad (3) ist mit dem Hauptpleuel (4) drehfest verbunden. Diese Einheit ist zusammen mit dem Nebenpleuel (4a) drehbar auf dem Kurbelzapfen der Kurbelwelle (2) gelagert. Die Kurbelwelle ist hinter der Hauptwelle (1) separat in der Rückwand des Kurbelgehäuses gelagert. Am Wellenausgang können problemlos Zusatzaggregate (10), wie Lichtmaschine, Kraftstoffpumpe, Ölpumpe, Kompressor oder Anlasser angekuppelt werden, obwohl die Kurbelwelle nur einfach gekröpft ist. Da sich das Kurbelzahnrad zentrisch auf dem Kurbelzapfen befindet, lassen sich bei identischer Ausbildung beider Pleuele, alle Unwuchten durch eine entsprechende Anpassung des Gegengewichtes (3) fast vollständig ausgleichen.

In Fig.4 ist ein &ldquor;echter" Boxermotor gemäß den Ansprüchen 2, 6 und 7 dargestellt, bei dem die Kurbelwelle durch eine, im Gehäuse gelagerte Scheibe (2) ohne Gegengewicht ersetzt ist. Die Kegelradverzahnung hat den Vorteil, daß besonders bei kleinen Zahnmodulen, die Zahnbreite ohne Verlängerung der Kurbelzapfen erhöht werden kann. Außerdem bewirkt die Schrägstellung der Zähne, daß die Abrollkraft, der Scheibenverkippung durch die Kolbenkräfte im O. T., entgegenwirkt. Die axiale Komponente der Abrollkraft erfordert allerdings eine Axialabstützung der Hauptwellen (1) z.B. durch Schrägkugellager oder Axiallager.

Fig.5 zeigt einen Sternmotor gemäß den Ansprüchen 3, 6 und 8. Die Drehmomentabstützung über das Hauptpleuel hat sich in Versuchen sogar noch bei einem 9-Zylinder-Sternmotor als unkritisch erwiesen. Der betreffende Hauptkolben (7) erfährt über den relativ langen Hebelarm des Hauptpleuels, im Verhältnis zum Durchmesser des Zahnrades (5) nur eine zusätzliche seitliche Flächenpressung von weniger als 0,1 N/mm². Die dargestellte Anordnung ist ebenso auf Einzylinder-, V- und Boxermotore mit zentraler Gemischansaugung durch das Kurbelgehäuse übertragbar.

Claims

V-Il* * · * Schutzansprüche:

1. Hubkolbenmaschine, mit einem Kurbelgehäuse, einer Kurbelwelle (2) mit Gegengewicht (3), Zylindern, an der Kurbelwelle gelagerten Pleuelen (4) und (4a) und in den Zylindern geführten, mit den Pleuelen verbundenen Kolben (7) und (7a), dadurch gekennzeichnet, daß die Hauptwelle (1) kurbelseitig einen innenverzahnten Zahnring (6) aufweist, in den ein Außenzahnrad (5) eingreift, das starr mit einem Hauptpleuel (4) verbunden und zentrisch drehbar auf dem Exzenterzapfen der Kurbelwelle gelagert ist, wobei das Hauptpleuel (4) über den Hauptkolben (7) als Momentenstütze wirkt, und daß An- und Abtriebsachse zentrisch fluchtend, auf einer Linie im Mittelpunkt des Innenzahnringes (6) und drehbar zum Kurbelgehäuse angeordnet sind, wobei sich das Untersetzungsverhältnis zwischen Kurbelwelle und Hauptwelle aus dem Verhältnis der Zähnezahlen der Zahnräder (5) und (6) ergibt, und daß die Summe aus dem Teilkreisdurchmessers des Zahnrades (5) und dem Hub des Kolbens (7) den Teilkreisdurchmesser des Zahnringes (6) ergibt.

2. Hubkolbenmaschine nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß Zahnring (6) und Außenzahnrad (3) als Kegelräder gestaltet sind

3. Hubkolbenmaschine nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Kurbelwelle (2) zentrisch, innerhalb der Hauptwelle (1) gelagert ist, woraus eine relative Drehzahl der Kurbelwellenlager resultiert, die sich aus der Differenz zwischen den Drehzahlen der Kurbelwelle und der Hauptwelle ergibt, was zu einer Erhöhung der Lebensdauer der Kurbelwellenlager führt.

4. Verbrennungsmotor nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die einfach gekröpfte Kurbelwelle (2) axial hinter der Hauptwelle (1) gelagert ist, wodurch an der Motorrückseite Zusatzaggregate oder eine Gaswechselsteuerung mit Kurbelwellendrehzahl angetrieben werden können.

5. Verbrennungsmotor nach vorherigem Anspruch, dadurch gekennzeichnet, daß anstelle von Zusatzaggregaten ein Anlasser mit entsprechend kleinem Drehmoment und hoher Startdrehzahl angekuppelt werden kann.

6. Verbrennungsmotor nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß bei teilergleicher Untersetzung zwischen den Zahnrädern (5) und (6), der Antrieb der Gaswechselsteuerung entweder ohne weitere Untersetzung oder mit geringerer Untersetzung über die Hauptwelle betrieben werden kann.

7. nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Kurbelwelle (2) durch eine, im Gehäuse drehbar gelagerte Scheibe ersetzt ist, wobei auf jeder Seite der Scheibe je ein Kurbelzapfen in der Weise angeordnet ist, das sich beide Kolben (7) gegenläufig, in Boxeranordnung zueinander bewegen, und daß auf einer oder auf beiden Seiten je ein Zahnrad (5) und (6) und eine Hauptwelle (1) angeordnet sind.

8. Verbrennungsmotor nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß anstelle des Hauptpleuels (4) die Baugruppe Hauptpleuel mit Pleuelstern tritt wie es bei Sternmotoren üblich ist, wobei die Nebenpleuel (4a) im Pleuelstern drehbar zwischengelagert sind und das Hauptpleuel als Momentenstütze dient.

9. Hubkolbenmaschine nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß an der Hauptwelle ein Antriebsmotor montiert wird, wodurch ein schellaufender Kompressor mit kleinem Hubraum entsteht.