DE4319333A1 - Kurbelwelle mit Massenausgleich zweiter Ordnung - Google Patents

Description

Die Erfindung bezieht sich auf eine Erfindung zum Ausgleich der Massenkräfte zweiter Ordnung in einer Vierzylinder-Hub­ kolbenmaschine gemäß dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1.

Ein Lösungsprinzip wurde in den dreißiger Jahren von Sir Lanchester erbracht, indem zwei gegenläufig drehende und parallel zur Hauptachse der Kurbelwelle angeordnete Ausgleichswellen unter der Kurbelwelle untergebracht sind. Die heraus entstehenden Schwingungen in der Richtung der Zylinderachse wirken der Massenkräfte zweiter Ordnung entgegen.

Nach diesem Arbeitsprinzip ist eine konstruktiv verbesserte Gattung nach JP P 49-82 043 (DE-P 25 31 239.4-13) vorgelegt, in der die Verbiegung der Ausgleichswellen infolge der Fliehkraft der Ausgleichsgewichte gründlich vermieden ist. Dabei sind die Lagerzapfen groß ausgelegt und jedes Ausgleichsgewicht in zwei Hälften aufgeteilt.

Derartige Anordnungen erfordern zusätzlichen Bauraum am Gehäuse oder am Zylinderblock. Der Aufwand zur Beeinflussung der Laufruhe ist daher viel zu hoch und wirtschaftlich kaum vertretbar.

Die der Erfindung zugrunde liegende Aufgabe besteht darin, eine Einrichtung zum Ausgleich der Massenkräfte zweiter Ordnung in einer Vierzylinder-Reihenmaschine entsprechend dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1 nach dem neuesten Stand der Fertigungstechnik so zu schaffen, daß bei gleichbleibender Breite die engsten Innenräume eines Gehäuses, zwischen den Kurbeln, voll ausgenutzt werden könnten.

Die Lösung dieser Aufgabe ist zuerst kompromißweise durch die im Anspruch 1 kennzeichnenden Merkmale erreicht (Fig. 1). Ein aus der Kurbelwange (8) und der Kurbel ausgebildetes Kegelrad (2) treibt in der Mittelebene der Kurbelwelle (3) zwei gegenüberliegende und möglichst koaxiale Kegelräder (6a, 6b), auf deren Drehbolzen (5a, 5b) jeweils ein Ausgleichsgewicht (1a bzw. 1b) fest verbunden ist. Infolge des Verzahnungsver­ hältnisses von 2 zu 1 drehen sich die Ausgleichsgewichte (1a, 1b) mit der doppelten Drehzahl der Kurbelwelle (3) und zueinander gegenläufig. Die Fliehkräfte dieser Ausgleichsgewichte (1a, 1b) addieren sich in der Richtung der Zylinder.

Eine variante Lösung besteht darin, die Abtriebs-Kegelräder (6a, 6b) von jeweils einem Antriebs-Kegelrad (10 bzw. 11) (Fig. 8) paaren zu lassen. Die auf dieser Weise gepaarten Kegelräder sind symmetrisch um die Mittelebene ML angeordnet. Die endgültige Lösung dieser Aufgabe erfordert von der Kurbelwelle zwei Antriebs-Kegelräder (10, 11) (Fig. 9) und zwei Paare von insgesamt vier Abtriebs-Kegelrädern (6a, 6b, 6c, 6d) mit jeweils einem Ausgleichsgewicht. Die klein gewordenen Fliehkräfte der einzelnen Ausgleichsgewichte addieren sich wiedermal zusammen in der Richtung der Zylinder Si (i = 1, 2, 3 und 4).

Die weiteren Vorteile dieser Erfindung werden in den folgenden Zeichnungen näher beschrieben und erörtert.

Fig. 1 zeigt einen Teil der Kurbelwelle (3) im Bereich der Mittelebene ML-PM, deren mittlere horizontale Achse P auch Drehachse für die koaxialen Abtriebs-Kegelräder (6a, 6b) ist. Die kurzen Drehbolzen (6a, 6b) sind einerseits auf der Trennwand (12) in jeweils einer Lagerbuchse (16) abgestürzt und andererseits auf dem Deckel des Gehäuses (4) ebenfalls in jeweils einer Lagerbuchse (16) gelagert.

Zum Einbau eines Abtriebs-Kegelrades (6a oder 6b) werden zuerst das Kegelrad (6a) und das Ausgleichsgewicht (5a) in Stellung gebracht. Durch die Bohrung im Gehäuse (4) wird der vorher in Stickstoff abgekühlte Drehbolzen (5a) mit Paßfeder eingeschoben. Zwei Axial-Nadelkränze und eine aus Silikon- Basis Hartgummi-Dichtung (15) sichern die Zustellung des Kegelrades (6a) gegenüber dem Antriebs-Kegelrad (2) und die Aufnahme der axialen Kräfte. Zwei Überlauf-Kanäle (13) an der Wellenebene der Trennwand (12) und die Ölbohrung (14) mitten im Drehbolzen (5a) sorgen für die Schmierung der Lagerbuchsen (16) im Betrieb. In der Belastungszone des Drehbolzens (5a) ist der Durchmesser etwa größer ausgelegt. Das trägt der Festigkeit des Drehbolzens (5a) bei. Die Verbiegung des Dreh­ bolzens (5a) unter der Fliehkraft des Ausgleichsgewichtes (1a) ist ausgeblieben, die sonst zum Schaden an Lagerbuchsen (16) führen könnte. Die Kurbelwelle (3) ist vorzugsweise aus Gußeisen mit Kugelraphit GGG-80 nach DIN 1693 vollgegossen und dann für die Fertigung des Antriebs-Kegelrades (2) rund ge­ dreht. Der Rohteil wird zum schräg verzahnten Kegelrad gehobelt. Für kleine Stückzahl eignet sich das Ein-Meßel-Hobelverfahren von Bilgram aus Anfang unseres Jahrhunderts. Dabei dreht sich die Kurbelwelle um die Hauptachse O und schwenkt um eine Achse durch den Mittelpunkt M. Die modernen Hobelmaschinen heute verwenden Mehrschneide-Werkräder, die das Profil der Zahnlücken des zu erzeugenden Kegelrades darstellen. Für die Fertigung des Antriebs-Kegelrades (2) der Erfindung ist ein speziell in Halbkreis abgeflachtes Schneid- Werkrad erforderlich. Nach Angabe der Fachliteratur läßt ein auf dieser Weise hergestelltes Kegelrad mit schräger Verzahnung eine lineare Gleit-Geschwindigkeit von 40 m/s zu. Für höhere zulässige Gleit-Geschwindigkeit wird das schräg verzahnte Kegelrad (2) durch Abrollen mit einem gehärteten Ke­ gelrad unter Verwendung von feinen Läppmitteln geläppt. 50 m/s sind daher für die Paarung mit einem geschliffenen Kegelrad möglich.

Fig. 2 ist der Teilschnitt in der Mittelebene der Kurbelwelle (3). Es ist zu bemerken, daß die Breite des Gehäuses (4) für die Abmessungen eines Vierzylinder-Dieselmotors, zum Beispiel D=84; S=82, gleich groß geblieben sind. Die Trennwand (12), in der die Drehbolzen (5a, 5b) abgestürzt sind, erstreckt sich nur bis zur Wellenebene MP. Zur Versteifung des Gehäuses (4) dürfen die anderen Trennwände sich weit untehalb der Wellenebene MP ausdehnen. Ein möglicherweise im Gehäuse integrierter Ölkanal sorgt für die Schmierung der Bolzen (5a, 5b) und des Haupt­ lagers.

Fig. 3 ist eine schematische Darstellung der Kurbelwelle (3) einer Vierzylinder-Maschine mit der Ausgleichseinrichtung gemäß der vorliegenden Erfindung. Es handelt sich zuerst um eine Kompromiß-Lösung des Massenausgleichs zweiter Ordnung. Dabei sind die Massenkräfte in der Richtung der Zylinder einer vertikal gestellten Maschine voll ausgeglichen. Es tritt eine gewisse in der horizontalen Ebene Wechsel-Drehung infolge des Versatzes V der Ausgleichskräfte Fa auf. Diese Art Vibration in der horizontalen Ebene ist für die Insassen eines Kraft­ fahrzeuges kaum spürbar.

Fig. 4 zeigt ein Ausgleichsgewicht aus Guß-Messing nach DIN 1709 mit einer Dichte von 8,6, zum Beispiel GK-CuZn15Si4, bestehend aus zwei Teilen I und II. Anhand eines Beispiels wird der Ausgleich bewiesen.

Ein Vierzylinder-Dieselmotor hat folgende Daten:

D = 84, S = 82, Pleuelverhältnis λ = 0,28
Mos/Zylinder = 1250 g; Mos ist die oszillierende Masse
Mos · g = 4 · Mos gesamte oszillierende Masse
F_IIg = λ·F_Ig; gesamte Massenkräfte erster und zweiter Ordnung
Fa = M · PSc · (2w)² = 4 · M · PSc · w²
Fa die Fliehkraft, M die Übermasse und PSc der Abstand deren Massenpunkt zur Drehachse P.
F_IIg = λ · 4 · Mos · S/2 · w² = 2 · Fa · 2 · 4 · M · PSc · w²
(1) M · PSc = λ/4 · S · Mos

Diese Gleichung soll von zwei Ausgleichsgewichten gleichermaßen erfüllt werden, d. h. in diesem Beispiel:
λ/4 · 82 mm · 1250 g = 7175 g · mm Unwucht soll von jedem erbracht werden.

Der erste Teil I des Ausgleichsgewichtes hat folgende Daten:

R1 = 41; R3 = 12,5; α = 70°; t = 16
Die Rechnung ergibt: PSc = 22,52 mm; M = 256,325 g I)

Der zweite Teil des Ausgleichsgewichtes hat folgende Daten:

R1 = 41; R2 = 20; α = 70°; t = 4,5
Die Rechnung ergibt: PSc = 24,385 mm; M = 60,566 g II)
I) M · PSc = 5772,459 g·mm
II) M · PSc = 1476,92 g·mm
I)+II) = 7249,379 g·mm ist größer als die erforderliche Unwucht 7175 g·mm.

Angenommen, daß der Verlust durch die Abkantung und Verstiftung gleich 74,379 g·mm ist, dann ist die Gleichung (1) erfüllt. Dieses Rechnungsbeispiel belegt, daß der Voll-Ausgleich allein mit zwei Ausgleichsgewichten möglich ist. Im Sonderfall wird Sintermetall auf Wolfram-Basis eingesetzt, der noch eine höhere Dichte aufweist. Die Vergrößerung des Zylinder-Abstands ist womöglich zu vermeiden.

Fig. 5 zeigt ein Beispiel von Motorlager für die erste Kom­ promiß-Lösung nach Fig. 3. Die Unterscheibe verhindert den Austritt des Gummis und verleiht damit dem Motorlager eine harte Unterlage für die statische Belastung F_l. Seitlich wird der Gummi durch eine sehr große Preß-Passung vorgespannt. Die Vorspannkraft Fv eretzt die fehlende Masse, die sonst auf den Gummi einwirkt und mit dem ein schwingungsfähiges System bildet. Die Federung in der horizontalen Richtung ist sehr weich und dämpfungsfähig, um die schon genannte Wechsel-Drehung des Motors insbesondere im Leerlauf zu dämpfen. Diese Kompromiß-Lösung ohne Motorlager ist auch denkbar.

Fig. 6 und Tabelle-Werte

Für die Auslegung der Kurbelwelle eines Vierzylinders in Reihe stehen diese Erfahrungswerte zur Verfügung. Wegen des Einbaus einer Ausgleichs-Einrichtung ist die Verzahnung eines schrägen Kegelrades auf der Kurbelwelle notwendig. Daraus ergibt sich ein gewisser minimaler Zylinder-Abstand ZAmin, mit dem die Fertigung der Kurbelwelle gerade noch möglich ist. Die Fig. 6 zeigt die Vorgehensweise für die Auswahl des schrägen Kegelrades und die Bestimmung des ZAmin. Bei 90° Achsenwinkel und 2 : 1 Übersetzungsverhältnis steht die Teilkegellinie MLL 63,435° = y zur Hauptachse O. Je nach Motor-Daten, D die Bohrung und S der Hub, werden nach Tabelle-Werten der Kurbel­ zapfen Durchmesser dk, die Länge B und der Radius r bestimmt. Der Abstand OL1 zwischen Achse O und Linie L1 beträgt:
OL1 = S/2 + dk/2 + r .

Auf der L1-Linie befindet sich der Kopfpunkt K3 des schrägen Kegelrades, d. h. der Kopfkreis-Durchmesser da = 2·OL1. Aus dem da wird der mittlere Teilkreis-Durchmesser dm errechnet. Dabei sind: Re die Teilkegellänge, Rm die mittlere Teilkegellänge, ha die Zahnkopfhöhe, hf die Zahnfußhöhe, vf der Fußwinkel, mn = 2,5 der Normalmodul, de Teilkreis- Durchmesser.

da = de + 2 · ha · cos y
dm/Rm = 2 · sin y;

ha = mn · Re/Rm ;

dm² - dm (da - b · sin y - 2 mn · cos y) + 2 b · mn · cos y · sin y = 0

Eine Lösung dieser Gleichung ist dm, mit dem die Zähnezahl Z, der Normalmodul und der Schrägungswinkel βm etc. ermittelt werden. Die Zahnbreite b dabei ist frei zu wählen.

Der minimale Zylinder-Abstand ZAmin wird folgendermaßen errechnet. ZA ist der Zylinder-Abstand.

ZA = 2 (K1P + 1 + k + 1 + B/2)
K1P ist der Abstand von K1 zur Achse P
K1P = OL1 · tan (26,565° + vf)
k ist ein positiver Zuschlag zur Abrundung des Zylinder- Abstands ZA.
k = 0 entspricht dem minimalen Zylinder-Abstand ZAmin.

Der Punkt K1 wird symmetrisch um die Achse P auf K1′ getragen, gleichfalls wird die Fußlinie FL auf FL′ getragen. Der ZAmin bedeutet nun, daß der Eckpunkt K1′ sich 2 mm von der Führungsfläche F′, symmetrisch zu F, befindet.

Das Dreieck K1K2K3 ist ein ungenutzter Ausschuß zur Ver­ stärkung der Kurbelwange (8).

Anhand eines Beispiels wird das Verfahren nochmals erörtert. Ein Vierzylinder-Dieselmotor hat folgende Daten:

D = 84;  S = 82

Nach Tabelle-Werten werden dk, B und r ausgelegt.

dk = 55;  B = 26;  r = 3
da = 2 · OL1 = 2 (41 + 27,5 + 3) = 143
dm² - dm (da - b · sin y - 2 mn · cos y) + 2 b · mn · cos y · sin y = 0
mn = 2,5 und b = 14 sind frei gewählt; y = 63,435°
dm² - 128,241 dm + 27,999 = 0
dm = 128,022 mm ist die Lösung.

ergibt βm = 12,473° und Z = 50

Re = Rm + 0,5 b = 78,566
ha = mn Re/Rm = 2,744;  hf = 1,25 ha = 3,43

K1P = OL1 tan (26,565° + vf) = 39,737
ZA = 2 (K1P + 1 + k + 1 + B/2) = 2 (54,737 + k)
mit k = 0,263 frei gewählt
ZA = 110 mm
oder k = 0
ZAmin = 109,474 mm

für die Kühlung der Zylinder wäre die nasse Buchse besser geeignet, die einen größeren Zylinder-Abstand erfordert. Der normale Zylinder-Abstand ohne Ausgleichseinrichtung wäre Za = d+16 = 100 mm. Im Vergleich ist in diesem Fall die Kurbelwelle und damit auch das Gehäuse um etwa 10 mm länger. Bei 5400 U/min der Kurbelwelle erreicht der Kopfpunkt K3 40 m/s. Die Hochleistung des Dieselmotors ist damit gesichert.

Fig. 7 zeigt das Verhältnis des ZAmin zu D in Abhängigkeit von S. D ist dabei konstant gehalten.

Die Linie für Ottomotoren liegt parallel und unterhalb der Diesel-Linie. Bessere Vorteile erzielen die kurzhübigen Maschinen mit großer Bohrung D.

Näherungsweise kann der ZAmin im Schnellgang berechnet werden. mn = 2,5 und b = 14 sind vorher gewählt.

ZAmin = S/2 + dk/2 + r + B + 12
Beispiele:
1) S = 70; D = 84 Dieselmotor
Nach Tabelle-Werten ergibt es: dk = 55; B = 26; r = 3
ZAmin = 35 + 27,5 + 3 + 26 + 12 = 103,5
ZAmin/D = 1,23 ist im Punkt 1 der Fig. 6 eingetragen.

2) S = 94; D = 84; r = 3 Dieselmotor
ZAmin = 115,5
ZAmin/D = 1,37 ist im Punkt 2 eingetragen.

3) S = 82; D = 84; r = 3
ZAmin = 109,5 unterscheidet sich kaum von dem Realwert 109,474 mm. ZAmin/D = 1,30 ist im Punkt 3 eingetragen.

4) S= 70; D = 84 Ottomotor
dk = 51; B = 26; r = 2,5
ZAmin = 101; ZAmin/D = 1,2 ist im Punkt 4 eingetragen.

5) S = 94; D = 84; r = 2,5
ZAmin = 113; ZAmin/D = 1,34 ist im Punkt 5 eingetragen.

Es ist zu vermerken, daß die Diesel-Linie mit D = 102 mit der Otto-Linie mit d = 84 zusammenfällt. Das bedeutet, bei steigender Bohrung D verschiebt sich die Linie parallel nach unten. Die Kurbelwelle gewinnt die normale Länge zurück.

Fig. 8 zeigt das Schema einer zweiten Kompromiß-Lösung des Massenausgleichs zweiter Ordnung F_IIg einer Vierzylinder- Hubkolbenmaschine. Zwei symmetrisch angeordnete Antriebs-Kegel­ räder (10 und 11) treiben jeweils ein Kegelrad (6a oder 6b) auf einer Seite. Die Ausgleichskräfte 2Fa sind von der Mittellinie ML um V/2 versetzt. Auf diese Weise entsteht eine Verdrehung um die Hauptachse O. Für einen vertikal und quer angeordneten Pkw-Motor mit großer Bohrung ist diese Art Durchführung von Vorteil, indem die zwei Ausgleichsgewichte auf der inneren Seite unbemerkt angebaut sind.

Fig. 9 zeigt schematisch die eigentliche Lösung des Massen­ ausgleichs zweiter Ordnung einer Vierzylinder-Hubkolbenmaschine. Zwei symmetrisch angeordnete Antriebs-Kegelräder (10 oder 11) der Kurbelwelle sind eingesetzt. Sie treiben jeweils ein Paar Kegelräder (6b, 6c oder 6a, 6d). F_IIg ist von 4Fa in jeder Kurbelstellung voll ausgeglichen. Die Versätze der Kompromiß-Lösungen sind hier nicht aufgetreten. Da die Massenkräfte höherer Ordnung so bedeutungslos klein sind, ist die Hubkolbenmaschine als vibrationsfrei zu bezeichnen. Die gummi­ artigen Motorlager können sich ganz erübrigen. Daraus ergibt sich ein weiterer Vorteil bei der Anwendung des Motors in aggressiver Umgebung, wo die Gummis abgedeckt werden müssen. Zu beachten ist die folgende Gleichung:

(2) M · PSc = λ/8 · S · Mos

Jedes Ausgleichsgewicht ist kleiner als zuvor und vorzugsweise aus Stahlguß gegossen. Zum Einsparen des Kraftstoff-Verbrauchs wird die Drehzahl im Leerlauf weitgehend gedrosselt.

Tabelle-Werte für Otto- und Dieselmotoren in Pkw. D ist der Zylinderdurchmesser, dk der Kurbelzapfen-⌀.

Claims (4)

1. Patentanspruch 1
Kurbelwelle mit Massenausgleich zweiter Ordnung (Fig. 1), bestehend aus zuerst einem Paar von zwei in bezug aufeinander gegenläufig und mit der doppelten Kurbelwellendrehzahl drehenden Ausgleichsgewichten (1a, 1b), welche von einem gemeinsamen der Hauptachse O konzentrischen Kegelrad (2) der Kurbelwelle (3) angetrieben sind, dadurch gekennzeichnet, daß die auf dem Gehäuse (4) im Bereich der Mittelebene ML-P der Kurbelwelle und in Buchsen (16) drehbar gelagerten Bolzen (5a, 5b), auf deren Mitte die Ausgleichsgewichte (1a, 1b) befestigt sind, jeweils ein Kegelrad (6a bzw. 6b) aufweisen, welches mit dem dem Haupt­ lager (7) konzentrischen Kegelrad (2) der Kurbelwelle (3) kämmt, und daß dieses Kegelrad (2) der Kurbelwelle (3) doppelt so viele Zähne besitzt wie die Kegelräder (6a, 6b) auf ihrem zugehörigen Bolzen (5a oder 5b).

2. Patentanspruch 2 nach 1
Kurbelwelle mit Massenausgleich zweiter Ordnung, dadurch gekenn­ zeichnet, daß das antreibende und der Hauptachse O konzentrische Kegelrad (2) der Kurbelwelle (3) aus der Rundung einer Kurbelwange (8) und der Kurbel (9) derselben Kurbelwange (8) einteilig ausgebildet ist, und daß seine Drehachse O senkrecht zu der Drehachse P der Bolzen (5a, 5b) steht.

3. Patentanspruch 3 nach 1 und 2
Kurbelwelle mit Massenausgleich zweiter Ordnung (Fig. 8), dadurch gekennzeichnet, daß jedes Kegelrad (6a oder 6b) auf dem Bolzen (5a oder 5b), auf dem jeweils ein Ausgleichsgewicht drehfest befestigt ist, von einem einzelnen Kegelrad (10 oder 11) der Kurbelwelle antreibbar ist, und daß die miteinander kämmenden Kegelräder symmetrisch um die Mittelebene ML angeordnet sind.

4. Patentanspruch 4 nach 1, 2 und 3
Kurbelwelle mit Massenausgleich zweiter Ordnung (Fig. 9), dadurch gekennzeichnet, daß nach Vorbild im Patenanspruch 1 beschriebene Einrichtung zwei Paare von je zwei Ausgleichsgewichten, angetrieben von je einem gemeinsamen Kegelrad (10 oder 11) der Kurbelwelle, symmetrisch um die Mittelebene ML angeordnet sind.