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Gebiet der
Erfindung
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Die
vorliegende Erfindung betrifft eine Synchronantriebsvorrichtung,
ein Verfahren zum Betreiben einer Synchronantriebsvorrichtung sowie
ein Verfahren zum Aufbau einer Synchronantriebsvorrichtung. Die
Erfindung betrifft die Vermeidung oder Verminderung von mechanischen
Vibrationen, insbesondere, aber nicht ausschließlich, in Verbrennungsmotoren.
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Hintergrund
der Erfindung
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Synchronantriebssysteme,
wie zum Beispiel auf Zahnriemen basierende Systeme, werden in Motorfahrzeugen
sowie auch bei industriellen Anwendungen im großen Umfang verwendet. In Motorfahrzeugen werden
Zahnriemen oder Ketten beispielsweise verwendet, um die Nockenwellen
anzutreiben, mit Hilfe derer die Einlass- und Auslassventile des
Motors geöffnet
und geschlossen werden. Auch andere Einrichtungen, wie zum Beispiel
Wasserpumpen, Benzinpumpen, etc., können durch den gleichen Riemen
oder Kette angetrieben werden.
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Verbrennungsmotoren
erzeugen während
ihres Betriebs viele Arten von mechanischen Vibrationen, diese Vibrationen
werden normalerweise durch den Zahnriemen oder die Kette in dem
Synchronantriebssystem übertragen.
Eine besonders intensive Quelle mechanischer Vibrationen ist durch
die Einlass- und Auslassventile sowie durch die Nockenwellen gegeben,
durch die diese Einlass- und Auslassventile geöffnet und geschlossen werden.
Das Öffnen und
Schließen
der Einlass- und Auslassventile führt zu einer Art von Vibration, die
als Torsionsvibration bekannt ist. Wenn die Frequenz dieser Vibrationen
nahe der Eigenfrequenz des Antriebs liegt, findet eine Systemresonanz
statt. Bei Resonanz erreichen die Torsionsvibrationen und die Trumspannungsfluktuationen
ihr Maximum.
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Wie
flexible mechanische Strukturen, sind auch Zahnriemen sowie Ketten
besonders anfällig
sind für schädliche Effekte
von mechanischen Vibrationen. Mechanische Vibrationen, die durch
den Zahnriemen oder die Kette übertragen
werden, verursachen Fluktuationen in der Riemen- oder Kettenspannung,
was zu erhöhter
Abnutzung und verminderter Lebensdauer des Riemens beziehungsweise
der Kette führen
kann. Vibrationen können
außerdem
Synchronisierungsfehler bewirken und zu unerwünschten Geräuschen führen.
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Herkömmliche
Techniken zum Abschwächen
der Vibrationen umfassen das Erhöhen
der Zugspannung auf den Riemen oder die Kette und das Installieren
von Nockenwellendämpfern.
Durch Nockenwellendämpfer
wird eine Trägheitsquelle
durch ein Vibrationen absorbierendes Gummi oder Silikon mit einem
Nockenwellenzahnrad verbunden. Durch Erhöhen der Riemen- oder Kettenspannung
wird jedoch der Geräuschpegel
erhöht
und die Lebensdauer des Riemens beziehungsweise der Kette vermindert.
Das Installieren von Nockenwellendämpfern ist außerdem eine
unerwünschte
Lösung,
und zwar aufgrund deren Kosten und/oder wegen des Fehlens an Platz.
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In
der DE-A-195 20 508 (Audi AG) ist ein gewundener Riemenantrieb für einen
Verbrennungsmotor offenbart, wobei der Zahnriemen um zwei angetriebene
Riemenscheiben, die mit der Nockenwelle des Motors gekoppelt sind,
und um eine Antriebsriemenscheibe verläuft, die mit der Kurbelwelle
des Motors gekoppelt ist. Die Aufgabe der Erfindung besteht darin,
den Torsionsvibrationen entgegenzuwirken, die in solchen Riemenantrieben
auftreten. Es wird vorgeschlagen, eine zusätzliche Torsionsvibration zu
erzeugen, durch die die kritische Resonanz in einem Bereich verschoben
werden kann, in dem sie toleriert werden kann oder erst gar nicht
auftritt. In diesem Dokument wird vorgeschlagen, Torsionsvibrationen
durch eine "unrunde" Riemenscheibe zu
erzeugen, die dargestellt ist, als würde sie eine der Nockenwellen-Riemenscheiben
sein. Die unrunde Riemenscheibe, die gezeigt ist, hat vier vorstehende
Bereiche und vier zurücktretende
Bereiche, die regelmäßig um die
Riemenscheibe herum angeordnet sind. Es wird gesagt, dass durch
die Variationen in dem Riemenscheibenprofil Torsionen in dem Zahnriemen
erzeugt werden, und zwar in den eingehenden oder ausgehenden Trümern der
angetriebenen Riemenscheiben, die sich den Dynamiken des Verbrennungsmotors überlagern
und somit den kritischen Resonanzbereich verschieben oder eliminieren.
Es ist eine Figur gezeigt, von der gesagt wird, dass sie eine Graphik
der Torsionsvibrationen des Zahnriemens in Nockenwellen-Graden über der
U/Min der Kurbelwelle zeigt. Der Gesamtwert ist gezeigt, und außerdem sind
die dominante Vibration zweiter Ordnung sowie die weniger relevanten
Vibrationen vierter Ordnung gezeigt. Ein einziges Beispiel von einem
Wert der Exzentrizität
von einer unrunden Riemenscheibe ist angegeben, es wird jedoch nicht
erläutert, wie
dieser Wert der Exzentrizität
und die Winkelausrichtung des unrunden Rotors relativ zu anderen
Rotoren für
irgendeinen Zustand von Typ von Motor, Typ des Zahnriemens und Typ
der Last ausgewählt
werden soll. Es wurde erwähnt,
dass die Aufgabe der Erfindung in diesem Dokument darin besteht,
den Torsionsvibrationen in dem Riemenantrieb entgegenzuwirken, sich
aber nicht mit der Quelle der Vibrationen zu beschäftigen.
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In
dem japanischen Gebrauchsmuster JP 62-192077 (Patent Bulletin Nr.
HEI 1-95538) aus 1987 (Hatano et al./Mitsubishi) ist eine Zugspannungen
ausgleichende Antriebseinrichtung offenbart, die die Rotation einer
Antriebsriemenscheibe auf eine angetriebene Riemenscheibe durch
einen Riemenantrieb überträgt, wie zum
Beispiel ein Zahnriemen in einem Verbrennungsmotor. Es ist eine
Zahnriemenanordnung gezeigt, in der eine mit Zähnen versehene Riemenscheibe
der Antriebswelle einer Nockenwelle durch ein ovales Zahnriemen-Antriebszahnrad
angetrieben wird, das mit der Antriebswelle eines Verbrennungsmotors
verbunden ist. Die Lehre dieses Dokuments besteht darin, dass die
Antriebsriemenscheibe eine ovale Form hat, um so den Zahnriemen
in eine Zugspannungsfluktuation mit einer Phase zu versetzen, die
entgegengesetzt zu der der Zugspannungsfluktuation in dem Riemen
ist, die durch die Rotation des Verbrennungsmotors erzeugt wird.
Es wird erwähnt,
dass die Antriebsriemenscheibe in einer solchen Weise installiert
ist, um in dem Antriebsriemen eine Zugspannungsfluktuation mit einer
Phase zu bewirken, die entgegengesetzt zu der der Zugspannungsfluktuation
in dem bereits vorhandenen Riemen ist. Es wird gesagt, dass das
ovale Antriebszahnrad eine Zugspannungsausgleichseinrichtung sei
und vorgesehen ist, um die Zugspannung in dem Antriebsriemen auszugleichen.
Es ist eine Figur mit einer Graphik gezeigt, die die Zugspannung,
die durch das Ventil-Drehmoment erzeugt wird, und die Zugspannung
darstellt, die durch die Zugspannungsausgleichseinrichtung (das
ovale Antriebs zahnrad) erzeugt wird, wobei die beiden Zugspannungen
mit gleichem Wert und entgegen gesetzter Phase gezeigt sind. Es
gibt jedoch keine spezielle Lehre, wie der Wert der Exzentrizität der ovalen
Antriebsriemenscheibe bestimmt werden soll, und auch nicht, wie
die Winkelposition der Antriebsriemenscheibe mit der Nockenwellen-Riemenscheibe
in Beziehung stehen soll, die durch den Riemen angetrieben wird.
Außerdem,
wie in der japanischen Anmeldung Nr. HEI 9-73581 (Patent Bulletin
Nr. HEI 10-266868) aus 1987 (Kubo/Mitsubishi) diskutiert wird, wurde
nachfolgend durch den Anmelder in der JP 62-192077 (HEI 1-95538)
bestimmt, dass die Verwendung eines ovalen Zahnrades als ein Kurbelwellenzahnrad
eine Anzahl von Schwierigkeiten und Problemen mit sich bringt und
somit nicht gewünscht
ist.
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In
der DE-A-195 20 508 (Audi AG) ist eine Synchronantriebsvorrichtung
offenbart, mit: einer kontinuierlich schlaufenförmigen, länglichen Hülltriebstruktur mit mehreren
Eingriffsabschnitten; mehreren Rotoren, die wenigstens einen ersten
und einen zweiten Rotor umfassen, wobei der erste Rotor mehrere
Zähne zum Eingriff
mit den Eingriffsabschnitten der länglichen Hülltriebstruktur aufweist und
der zweite Rotor mehrere Zähne
zum Eingriff mit dem Eingriffsabschnitt der länglichen Hülltriebstruktur aufweist; einer
Drehlastanordnung, die mit dem zweiten Rotor verbunden ist; wobei
die längliche
Hülltriebstruktur
um die ersten und zweiten Rotoren eingreift, wobei der erste Rotor
dazu ausgestaltet ist, die längliche
Hülltriebstruktur
anzutreiben, und der zweite Rotor dazu ausgestaltet ist, durch die
längliche
Hülltriebstruktur
angetrieben zu werden, und wobei einer der Rotoren ein nicht-kreisförmiges Profil
mit wenigstens zwei vorstehenden Bereichen, die sich mit zurückgezogenen
Bereichen abwechseln, aufweist, wobei die Drehlast anordnung so ist,
dass sie ein periodisch fluktuierendes Lastdrehmoment bietet, wenn
sie zur Drehung angetrieben wird.
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Entsprechend
der vorliegenden Erfindung ist gemäß einem ersten Aspekt eine
Synchronantriebsvorrichtung mit den Merkmalen von Anspruch 1 vorgesehen.
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In
bevorzugten Ausgestaltungen der Vorrichtung ist das nicht-kreisförmige Profil
so, dass es das entgegengesetzt fluktuierende Korrekturdrehmoment
durch periodische Verlängerung
und Verkürzung
der Trümer
der länglichen
Hülltriebstruktur,
die an dem Rotor, an dem das nicht-kreisförmige Profil gebildet ist,
anliegen, erzeugt. Die längliche
Hülltriebstruktur
hat einen Zugtrum auf der angespannten Seite des Rotors, an dem das
nicht-kreisförmige Profil
gebildet ist, wobei die Winkelstellung des nicht-kreisförmigen Profils
innerhalb von +/– 15
Grad (vorzugsweise +/– 5
Grad) von einer Winkelstellung liegt, bei der eine maximale Verlängerung
des Zugtrums mit einem Spitzenwert des fluktuierenden Lastdrehmoments
der Drehlastanordnung zusammenfällt. Am
meisten bevorzugt ist die Winkelstellung des nicht-kreisförmigen Profils
die, für
die eine maximale Verlängerung
des Zugtrums im Wesentlichen mit einem Spitzenwert des fluktuierenden
Lastdrehmoments der Drehlastanordnung zusammenfällt.
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In
ebenfalls bevorzugten Ausgestaltungen der Vorrichtung ist der Wert
der Exzentrizität
des nicht-kreisförmigen Profils
so, dass das fluktuierende Korrekturdrehmoment eine Amplitude im
Bereich von 70% bis 110% (vorzugsweise im Bereich 90% bis 100%)
der Amplitude des fluktuierenden Lastdrehmoments bei einem vorgegebenen
ausgewählten
Satz von Betriebsbedingungen der Synchron antriebsvorrichtung hat. Am
meisten bevorzugt ist die Amplitude des fluktuierenden Korrekturdrehmoments
im Wesentlichen gleich der Amplitude des fluktuierenden Lastdrehmoments.
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In
dieser Beschreibung bedeutet, sofern nicht anders angegeben, der
Begriff Amplitude eines periodisch variierenden Gegenstands Spitze-Spitze-Amplitude.
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Somit
wird der wert der Exzentrizität
des nicht-kreisförmigen Profils
durch Bezug auf die Amplitude des fluktuierenden Lastdrehmoments
der Drehlastanordnung bestimmt. In einigen Ausgestaltungen kann
die Amplitude des fluktuierenden Lastdrehmoments im Wesentlichen
konstant sein, und in anderen Anordnungen kann die Amplitude des
fluktuierenden Lastdrehmoments variieren. Wenn die Amplitude des
fluktuierenden Lastdrehmoments konstant ist, dann wird der Wert
der Exzentrizität
durch Bezugnahme auf die im Wesentlichen konstanten Amplitude des
fluktuierenden Lastdrehmoments bestimmt. Wenn die Amplitude des
fluktuierenden Lastdrehmoments variiert, dann wird dessen Wert,
der verwendet wird, um den Wert der Exzentrizität zu bestimmen, gemäß den Betriebsbedingungen
ausgewählt,
in denen es gewünscht
ist, die unerwünschten Vibrationen
zu vermeiden oder zu reduzieren. Wenn beispielsweise das fluktuierende
Lastdrehmoment der Drehlastanordnung variiert, dann kann die Exzentrizität unter
Bezugnahme auf die Amplitude des fluktuierenden Lastdrehmoments
bestimmt werden, wenn es bei Bedingungen bestimmt wird, so dass
es maximal ist, oder beispielsweise dann, wenn es bei der Eigenresonanzfrequenz
der Vorrichtung bestimmt wird. In einem Diesel-Verbrennungsmotor kann der am meisten
störende
Bereich für
Variation bei der maximalen Treibstoffzufuhr durch die Treibstoffpumpe
liegen. Bei diesen Bedingungen wird die Exzentrizität unter
Bezugnahme auf die Amplitude des fluktuierenden Lastdrehmoments
bestimmt, wenn es bei diesen Bedingungen bestimmt wird. Auf ähnliche
Weise kann der am meisten störende
Bereich bei einem Benzin-Verbrennungsmotor
in dem Bereich der Eigenresonanz des Riemenantriebs liegen, und
in einem solchen Fall wird die Exzentrizität unter Bezugnahme auf solche
Bedingungen bestimmt.
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Es
ist offensichtlich, dass die Erfindung Anwendung in vielen Arten
von Synchronantriebsvorrichtungen findet, die andere sind als Verbrennungsmotoren.
Auch hier kann das nicht-kreisförmige
Profil an verschiedenen Stellen in der Antriebsvorrichtung vorgesehen
sein. Beispielsweise kann ein nicht-kreisförmiges Profil an dem ersten
Rotor (durch den die längliche
Hülltriebstruktur
angetrieben wird) und/oder an dem zweiten Rotor (der durch die längliche
Hülltriebstruktur
angetrieben wird) und/oder an einem dritten Rotor vorgesehen sein,
beispielsweise ein freilaufender Rotor, der mit der kontinuierlich
schlaufenförmigen
Hülltriebstruktur
in Kontakt gedrückt
wird.
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Jedoch
findet die Erfindung insbesondere Anwendung, wenn sie in einem Verbrennungsmotor
installiert ist und der erste Rotor ein Kurbelwellenzahnrad aufweist.
In einigen Ausgestaltungen ist der Verbrennungsmotor ein Dieselmotor,
und die Drehlastanordnung beinhaltet eine Treibstoffkreiselpumpe.
Wie erwähnt wurde,
kann dieser in solchen Ausgestaltungen ausgebildet sein, dass der
Wert der Exzentrizität
des nicht-kreisförmigen
Profils so ist, dass das fluktuierende Korrekturdrehmoment eine
Amplitude hat, die im Wesentlichen gleich der Amplitude des fluktuierenden
Lastdrehmoments ist, wenn dieses bei Bedingungen der maximalen Zufuhr
der Treibstoffpumpe bestimmt wird. In anderen Ausgestaltungen kann
der Verbrennungsmotor ein Benzin-Motor sein, und die Drehlastanordnung
kann eine Nockenwellenanordnung sein.
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Zur
Bestimmung der Winkelstellung des nicht-kreisförmigen Profils können verschiedene
Referenzparameter des Profils und des Rotors betrachtet werden,
an dem es ausgebildet ist. In einigen Ausgestaltungen der das nicht-kreisförmige Profil
wenigstens zwei Bezugsradien, wobei jeder Bezugsradius vom Mittelpunkt des
Rotors, an dem das nicht-kreisförmige
Profil gebildet ist, und durch die Mitte eines vorstehenden Bereichs des
nicht-kreisförmigen
Profils verläuft,
und die Winkelposition des nicht-kreisförmigen Profils steht in Beziehung
zu einer Bezugsrichtung des Rotors, an dem das nicht-kreisförmige Profil
gebildet ist, wobei die Bezugsrichtung die Richtung der Belastungskraft
auf die Nabe ist, die durch den Eingriff der länglichen Hülltriebstruktur mit diesem
Rotor erzeugt wird. Die Winkelposition des nicht-kreisförmigen Profils
ist so, dass dann, wenn das fluktuierende Lastdrehmoment der Drehlastanordnung
maximal ist, die Winkelposition eines Bezugsradius vorzugsweise
innerhalb eines Bereiches von 90° bis
180° von
der Bezugsrichtung in Richtung der Drehung des Rotors liegt, an
dem das nicht-kreisförmige Profil
gebildet ist. Bevorzugt umfasst der Bereich einen Bereich von 130° bis 140°. Am meisten
bevorzugt liegt die Winkelposition des Bezugsradius im Wesentlichen
bei 135° von
der Bezugsrichtung genommen in der Drehrichtung des Rotors, an dem
das nicht-kreisförmige
Profil gebildet ist.
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Es
ist offensichtlich, dass viele verschiedene Formen eines nicht-kreisförmigen Profils
vorgesehen sein können,
beispielsweise ein allgemein ovales Profil, oder ein Profil mit
drei oder vier vorstehenden Bereichen, die in regelmäßigen Abständen um
den Rotor angeordnet sind. Die Auswahl des Profils hängt von
anderen Komponenten der Synchronantriebsvorrichtung ab. Beispiele,
die vorgesehen sein können,
beinhalten die Folgenden, nämlich:
der Verbrennungsmotor ist ein Vier-Zylinder-Reihen-Verbrennungsmotor,
und das Kurbelwellenzahnrad hat ein oval geformtes Profil; der Verbrennungsmotor
ist ein Vier-Zylinder-Reihen-Verbrennungsmotor,
und das Nockenwellenzahnrad hat ein allgemein rechteckig geformtes
Profil; der Verbrennungsmotor ist ein Vier-Zylinder-Reihen-Verbrennungsmotor,
und das Nockenwellenzahnrad hat ein allgemein rechteckig geformtes
Profil, und das Kurbelwellenzahnrad hat ein oval geformtes Profil;
der Verbrennungsmotor ist ein Drei-Zylinder-Reihen-Verbrennungsmotor,
und das Nockenwellenzahnrad hat ein allgemein dreieckig geformtes
Profil; der Verbrennungsmotor ist ein Sechs-Zylinder-Reihen-Verbrennungsmotor,
und das Kurbelwellenzahnrad hat ein allgemein dreieckig geformtes
Profil; der Verbrennungsmotor ist ein Sechs-Zylinder-V6-Verbrennungsmotor,
und das Nockenwellenzahnrad hat ein allgemein dreieckig geformtes
Profil; der Verbrennungsmotor ist ein Acht-Zylinder-V8-Verbrennungsmotor,
und das Nockenwellenzahnrad hat ein allgemein rechteckig geformtes
Profil; oder der Verbrennungsmotor ist ein Zwei-Zylinder-Verbrennungsmotor,
und das Nockenwellenzahnrad hat ein oval geformtes Profil.
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In
den meisten Ausführungsbeispielen
der Erfindung, wie vorstehend erläutert, haben die vorstehenden
Bereiche und die zurückgezogenen
Bereiche allgemein den gleichen Wert, was zu einem regelmäßigen nicht-kreisförmigen Profil
führt.
Abhängig
jedoch von den Umständen
der Torsionsvibrationen, die beseitigt werden sollen, kann ein unregelmäßiges Profil
vorgesehen sein. Außerdem
können
die vorstehenden Bereiche, auf die vorstehend Bezug genommen wurde,
vorstehende Hauptbereiche bilden, und zurückgezogene Bereiche können zurückgezogenen
Hauptbereiche bilden, und das nicht-kreisförmige Profil kann weitere vorstehende
Nebenbereiche mit geringerem Ausmaß haben als die vorstehenden
Hauptbereiche. Diese vorstehenden Nebenbereiche können ausgestaltet
sein, um zusätzliche
kleine fluktuierende Korrekturdrehmoment-Muster in dem auf den zweiten
Rotor wirkenden Drehmoment zu erzeugen, und zwar aus Gründen zur Reduzierung
oder im Wesentlichen vollständigen
Beseitigung von fluktuierendem Lastdrehmoment nebengeordneter Ordnung,
das in der Drehlastanordnung vorkommt, insbesondere, um beispielsweise
ein fluktuierendes Lastdrehmoment vierter Ordnung im Wesentlichen
zu verhindern, das durch die Drehlastanordnung erzeugt wird.
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Es
ist offensichtlich, dass dort, wo hier Merkmale der Erfindung hinsichtlich
der Vorrichtung gemäß der Erfindung
erläutert
werden, solche Merkmale auch bezüglich
eines Verfahrens der Erfindung vorgesehen sind (nämlich ein
Verfahren zum Betreiben einer Synchronantriebsvorrichtung oder ein
Verfahren zum Aufbau einer Synchronantriebsvorrichtung), und umgekehrt.
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Insbesondere
ist gemäß eines
weiteren Aspekts der vorliegenden Erfindung, wie in Anspruch 39
definiert, ein Verfahren zum Betreiben einer Synchronantriebsvorrichtung
mit einer kontinuierlich schlaufenförmigen länglichen Hülltriebstruktur vorgesehen,
die mehrere Eingriffs abschnitte hat. Mehreren Rotoren beinhalten wenigstens
einen ersten und einen zweiten Rotor, Der erste Rotor hat mehrere
Zähne zum
Eingriff mit den Eingriffsabschnitten der länglichen Hülltriebstruktur, und der zweite
Rotor hat mehrere Zähne
zum Eingriff mit den Eingriffsabschnitten der länglichen Hülltriebstruktur. Eine Drehlastanordnung
ist mit dem zweiten Rotor verbunden. Einer der Rotoren hat ein nicht-kreisförmiges Profil
mit wenigstens zwei vorstehenden Bereichen, die sich mit zurückgezogenen
Bereichen abwechseln. Die Drehlastanordnung, wenn sie zur Drehung
angetrieben wird, bietet ein periodisch fluktuierendes Lastdrehmoment.
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Das
Verfahren umfasst die Schritte, die längliche Hülltriebstruktur um den ersten
und den zweiten Rotor in Eingriff zu bringen, die längliche
Hülltriebstruktur
durch den ersten Rotor anzutreiben und den zweiten Rotor durch die
längliche
Hülltriebstruktur
anzutreiben, und auf den zweiten Rotor mittels des nicht-kreisförmigen Profils
ein entgegengesetzt fluktuierendes Korrekturdrehmoment auszuüben, das
das fluktuierende Lastdrehmoment der Drehlastanordnung reduziert
oder im Wesentlichen aufhebt.
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Gemäß eines
weiteren Aspekts der Erfindung, wie in Anspruch 50 definiert, ist
ein Verfahren zum Aufbau einer Synchronantriebsvorrichtung vorgesehen,
bei dem:
- (i) Komponenten zusammengebaut werden,
die eine kontinuierlich schlaufenförmige, längliche Hülltriebstruktur mit mehreren
Eingriffabschnitten, mehrere Rotoren einschließlich wenigstens eines ersten
und eines zweiten Rotors, wobei der erste Rotor mehrere Zähne zum
Eingriff mit den Eingriffabschnitten der länglichen Hülltriebstruktur hat und der
zweite Rotor mehrere Zähne
zum Eingriff mit den Eingriffsabschnitten der länglichen Hülltriebstruktur hat, und eine
mit dem zweiten Rotor verbundene Drehlaststruktur umfassen; und
- (ii) die längliche
Hülltriebstruktur
um den ersten und zweiten Rotor in Eingriff gebracht wird, wobei
der erste Rotor dazu ausgelegt ist, die längliche Hülltriebstruktur anzutreiben,
und der zweite Rotor dazu ausgelegt ist, von der länglichen
Hülltriebstruktur
angetrieben zu werden, und wobei einer der Rotoren ein nicht-kreisförmiges Profil
mit wenigstens zwei vorstehenden Bereichen, die sich mit zurückgezogenen
Bereichen abwechseln, aufweist, wobei die Drehlastanordnung so beschaffen
ist, dass sie, wenn sie zur Drehung angetrieben wird, ein periodisch
fluktuierendes Lastdrehmoment bietet; und
- (iii) die Winkelpositionen der vorstehenden und der zurückgezogenen
Bereiche des nicht-kreisförmigen Profils
relativ zu der Winkelposition des zweiten Rotors und der Wert der
Exzentrizität
des nicht-kreisförmigen Profils
so festgelegt werden, dass das nicht-kreisförmige Profil auf den zweiten
Rotor ein entgegengesetzt fluktuierendes Korrekturdrehmoment ausübt, das
das fluktuierende Lastdrehmoment der Drehlastanordnung reduziert
oder im Wesentlichen aufhebt.
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In
einer bevorzugten Form des Verfahrens zum Aufbau der Synchronantriebsvorrichtung
umfasst das Verfahren:
- (i) Ausgestalten des
nicht-kreisförmige
Profils, um so das entgegengesetzt fluktuierende Korrekturdrehmoment
durch periodisches Verlängern
und Verkürzen
der Trümer
der länglichen
Hülltriebstruktur,
die an dem Rotor anliegt, an dem das nicht-kreisförmige Profil
gebildet ist, zu erzeugen, wobei die längliche Hülltriebstruktur einen Zugtrum
zwischen dem Rotor, an dem das nicht-kreisförmige Profil gebildet ist,
und dem zweiten Rotor aufweist, wobei der Zugtrum auf der gespannten
Seite des Rotors liegt, an dem das nicht-kreisförmige Profil gebildet ist;
und
- (ii) Festlegen der Winkelpositionen der vorstehenden und zurückgezogenen
Bereiche des nicht-kreisförmigen
Profils, indem die Winkelposition des nicht-kreisförmigen Profils
innerhalb von +/– 15
Grad einer Winkelposition gelegt wird, für die eine maximale Verlängerung
des Zugtrums mit einem Spitzenwert des fluktuierenden Lastdrehmoments
der Drehlastanordnung zusammenfällt.
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Ebenfalls
in einer bevorzugten Ausgestaltung der Erfindung umfasst das Verfahren
zum Aufbau der Synchronantriebsvorrichtung das Festlegen der Größe der Exzentrizität des nicht-kreisförmigen Profils
durch die folgenden Schritte beschrieben wird:
- (i)
Messen der Amplitude des fluktuierenden Lastdrehmoments der Drehlastanordnung
bei einem vorgegebenen ausgewählten
Satz von Betriebsbedingungen der Synchronantriebsvorrichtung;
- (ii) Berechnen der erforderlichen Amplitude der periodischen
Verlängerung
und Verkürzung
des Zugtrums durch die folgende Formel: L = Amplitude der periodischen
Verlängerung
und Verkürzung
des Zugtrums;
T = Amplitude des fluktuierenden Lastdrehmoments
der Drehlastanordnung bei einem vorgegebenen ausgewählten Satz
von Betriebsbedingungen der Synchronantriebsvorrichtung;
r
= Radius des zweiten Rotors;
k = Steifigkeitskoeffizient der
länglichen
Hülltriebstruktur
definiert als wobei dF die Kraft ist, die
benötigt
wird, um eine Längenzunahme
dL in der Länge
der Struktur zu erzeugen;
- (iii) Erzeugen und Aufzeichnen von Daten, um eine Folge von
Werten von (a) der Abweichung der vorstehenden und zurückgezogenen
Bereiche des nicht-kreisförmigen
Profils von der Kreisform und (b) der resultierenden Amplitude der
periodischen Verlängerung
und Verkürzung
des Zugtrums in Beziehung zu setzen; und
- (iv) Auswählen
der entsprechenden Exzentrizität
aus den Daten, um die benötigte
Amplitude der periodischen Verlängerung
und Verkürzung
des Zugtrums zu erhalten.
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Die
vorliegende Erfindung leitet sich aus einem Verständnis ab,
dass die beste Art und Weise, um Torsionsvibrationen in einem Synchronantriebssystem
zu beseitigen oder zu reduzieren, darin besteht, ein nicht-kreisförmiges Profil
an einem der Rotoren vorzusehen, welches so ist, um das fluktuierende
Lastdrehmoment der Lastanordnung zu beseitigen oder zu reduzieren,
statt zu versuchen, die variierende Zugspannung in der kontinuierlich
schlaufenförmigen
Hülltriebstruktur
zu beseitigen oder zu reduzieren, wie dies im Stand der Technik
versucht wird. Es wurde in der Tat als wesentlich herausgefunden,
eine variierende Zugspannung in der länglichen Hülltriebstruktur zu erzeugen,
um das fluktuierende Lastdrehmoment in der Lastanordnung zu beseitigen
oder zu reduzieren. Die vorliegende Erfindung ermöglicht die
Beseitigung oder Reduzierung der Quelle der Torsionserzeugung, statt
sich mit den Effekten von Torsionen zu beschäftigen, indem Vibrationen der
Zugspannung in der länglichen
Hülltriebstruktur
beseitigt werden.
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Daher,
obwohl es bekannt war, ein nicht-kreisförmiges Profil an einem der
Rotoren in einer Synchronantriebsvorrichtung vorzusehen, waren die
gewählten
Verfahren zum Bestimmen der Höhe
der Exzentrizität und
der zeitlichen Abstimmung der vorstehenden und zurückgezogenen
Bereiche des nicht-kreisförmigen
Profils nicht so, um das geforderte Ergebnis zu erzielen. Wenn,
anhand eines Beispiels in einem typischen Verbrennungsmotor, die
Exzentrizität
so gewählt
wird, um zu versuchen, die Zugspannung in einem Antriebsriemen auszugleichen,
ist die Exzentrizität
normalerweise deutlich zu groß,
um die Torsionsvibrationen in der Lastanordnung zu beseitigen. In
einem typischen Verbrennungsmotor gibt es eine Resonanzfrequenz
bei etwa 2000 bis 2500 U/Min. Wenn die Exzentrizität des nicht-kreisförmigen Profils
gewählt
wird, um Zugspannungsvariationen in dem Antriebsriemen in dem Gebiet
der Resonanz zu beseitigen, dann wird die Exzentrizität normalerweise
auf eine sehr viel höhere
Zugspannung eingestellt, als erforderlich wäre, um die Vibrationen zu beseitigen.
Das Ergebnis ist eine übermäßige Abnutzung
des Antriebsriemens und der verschiedenen Zahnrädern, und außerdem erfolgt
keine erfolgreiche Reduzierung von Vibrationen in dem System.
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Es
wird nun eine andere Art und Weise beschrieben, in der Anordnungen
gemäß Stand
der Technik mangelhaft waren, wobei es wichtig ist, die zeitliche
Abstimmung (übersetzt
in Winkelposition) des nicht-kreisförmigen Profils so auszugestalten,
um korrekt mit der zeitlichen Abstimmung (übersetzt in Winkelposition)
der Fluktuationen des Lastdrehmoments in der Lastanordnung in Beziehung
zu stehen. Der Einfachheit halber wird die relative zeitliche Abstimmung
des nicht-kreisförmigen
Profils und des fluktuierenden Lastdrehmoments der Drehlastanordnung
in Relation zu einer periodischen Verlängerung und Verkürzung eines
Zugtrums der länglichen
Hülltriebstruktur
zwischen dem ersten und dem zweiten Rotor an der gespannten Seite
des ersten Rotors bestimmt. Die am meisten bevorzugte Ausgestaltung
gemäß der vorliegenden
Erfindung ist die, dass die Winkelposition des nicht-kreisförmigen Profils
jene ist, für
die eine maximale Verlängerung
des Zugtrums der länglichen
Hülltriebstruktur
im Wesentlichen mit einem Spitzenwert des fluktuierenden Lastdrehmoments
der Drehlastanordnung zusammen fällt.
Jedoch kann die Erfindung eine wesentliche Verminderung der Vibrationen
bewirken, wenn die Zeit in einem Bereich von +/– 15° der bevorzugten Winkelposition
eingestellt wird. Ein besonders bevorzugter Bereich ist +/– 5° der bevorzugten
Winkelposition.
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Im
Gegensatz dazu wurde im Stand der Technik versucht, die Exzentrizität des nicht-kreisförmigen Profils
mit Bezug auf die Zugspannung in der länglichen Hülltriebstruktur einzustellen.
In einem typischen Verbrennungsmotor variiert jedoch die maximale
Zugspannung in dem Antriebsriemen zeitlich entsprechend dem Gebiet
des U/Min-Bereichs, der untersucht wird. Normalerweise findet die
maximale Zugspannung in dem Antriebsriemen bei einer Zeitstufe für die Resonanzfrequenz
des Motors statt und erfolgt zu einem früheren Zeitpunkt in dem Zyklus
für den
REV-Bereich unterhalb der Resonanz, und erfolgt in einem späteren Teil
des Zeitzyklus für
das Gebiet des REV-Bereichs
oberhalb der Resonanzbedingung. Daher, abhängig davon, welche Bedingungen
im Stand der Technik ausgewählt
werden, um zu versuchen, die Zugspannung in dem Antriebsriemen auszugleichen,
kann die zeitliche Abstimmung der Exzentrizität des nicht-kreisförmigen Profils
bezüglich
der bevorzugten Position zur Beseitigung des fluktuierenden Lastdrehmoments
in der Lastanordnung vorauseilen oder nachlaufen.
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Zusammenfassend
wird mit Hilfe der vorliegenden Erfindung die korrekte Auswahl der
Exzentrizität und
der zeit Abstimmung des nicht-kreisförmigen Profils ermöglicht,
um jene zu sein, bei der vorteilhafterweise das fluktuierende Lastdrehmoment
in der Lastanordnung beseitigen oder reduzieren wird.
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Beschreibung
der Zeichnungen
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Ausführungsbeispiele
der Erfindung werden nun anhand eines Beispiels unter Bezugnahme
auf die beiliegenden Zeichnungen beschrieben, in denen:
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1 eine
schematische Darstellung von einer Synchronantriebsvorrichtung für einen
Verbrennungsmotor eines Motorfahrzeugs ist, die die Erfindung verkörpert;
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2 eine
vergrößerte Ansicht
von dem in 1 gezeigten Kurbelwellenzahnrad
ist;
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3 eine
schematische Darstellung der Synchronantriebsvorrichtung von einem
Verbrennungsmotor in DOHC-Motorkonfiguration
ist;
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4a eine
graphische Darstellung von einem fluktuierenden Lastdrehmoment an
der Kurbelwelle von einem SOHC-Verbrennungsmotor und von einem fluktuierenden
Korrekturdrehmoment ist, das durch ein ovales Kurbelwellenzahnrad
erzeugt wird, wie in 1 und 2 gezeigt,
wobei alle graphischen Darstellungen über eine Umdrehung der Kurbelwelle
aufgenommen sind;
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4b eine
graphische Darstellung von einem fluktuierenden Lastdrehmoment,
das von dem Einlass-Nocken eines DOHC-Verbrennungsmotors stammt,
von einem fluktuierenden Lastdrehmoment, das von dem Auslass-Nocken
stammt, und von einem fluktuierenden Korrekturdrehmoment ist, erzeugt
durch ein ovales Kurbelwellenzahnrad in dem in 3 dargestellten
Motor, wobei alle graphischen Darstellungen über eine Drehung der Kurbelwelle
aufgenommen sind;
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5a bis 5d verschiedene
Kombinationen von Kurbelwellen- und Nockenwellenzahnrädern zeigen,
die die Erfindung in 4-Zylinder- und 3-Zylindermotoren verkörpern;
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6a bis 6d verschiedene
Kombinationen von Kurbelwellen- und Nockenwellenzahnrädern zeigen,
die die Erfindung in 6-Zylinder-, 8-Zylinder- und 2-Zylindermotoren
verkörpern;
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7a eine
graphische Darstellung ist, die die Höhe von Torsionsvibrationen
in einem Verbrennungsmotor bei verschiedenen Motordrehzahlen zeigt,
wobei die vertikale Achse die Amplitude der Torsionsvibrationen
in Graden der Bewegung der Nockenwelle angibt, und die horizontale
Achse die Motordrehzahl in U/Min angibt, wobei die graphische Darstellung
die Situation in einem bekannten Motor mit einem runden Kurbelwellenzahnrad
angibt;
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7b eine
graphische Darstellung ist, die die Höhe von Torsionsvibrationen
in einem Verbrennungsmotor bei verschiedenen Motordrehzahlen zeigt,
wobei die vertikale Achse die Amplitude der Torsionsvibrationen
in Graden der Bewegung der Nockenwelle angibt, und die horizontale
Achse die Motordrehzahl in U/Min angibt, wobei die graphische Darstellung
die Situation in einer Synchronantriebsvorrichtung gemäß der Erfindung
unter Verwendung eines ovalen Kurbelwellenzahnrads angibt;
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8a eine
graphische Darstellung ist, die die Höhe der Zugspannungen in einem
Verbrennungsmotor bei verschiedenen Motordrehzahlen darstellt, wobei
die vertikale Achse die Amplitude der Riemenspannung angibt und
die horizontale Achse die Motordrehzahl in U/Min angibt, wobei die
graphische Darstellung die Situation bei einem bekannten Motor mit
einem runden Kurbelwellenzahnrad darstellt;
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8b eine
graphische Darstellung ist, die die Höhe der Zugspannungen in einem
Verbrennungsmotor bei verschiedenen Motordrehzahlen darstellt, wobei
die vertikale Achse die Amplitude der Riemenspannung angibt und
die horizontale Achse die Motordrehzahl in U/Min angibt, wobei die
graphische Darstellung die Situation in einer Synchronantriebsvorrichtung
gemäß der Erfindung
unter Verwendung eines ovalen Kurbelwellenzahnrads angibt;
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9a und 9b jeweils
die Fluktuationen der Zugspannung in einem Antriebsriemen über eine Umdrehung
der Kurbelwelle mit 1500 U/Min für
einen Motor gemäß Stand
der Technik mit einem runden Kurbelwellenzahnrad darstellen, wobei 9a und 9b jeweils
die Zugspannungsvariationen des Riemens an der angespannten Seite
bzw. der lockeren Seite des Kurbelwellenzahnrads zeigen;
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10a und 10b jeweils
die Fluktuationen der Zugspannung in einem Antriebsriemen über eine Umdrehung
der Kurbelwelle mit 2500 U/Min für
einen Motor gemäß Stand
der Technik mit einem runden Kurbelwellenzahnrad darstellen, wobei 10a und 10b jeweils
die Zugspannungsvariationen des Riemens an der angespannten Seite
bzw. der lockeren Seite des Kurbelwellenzahnrads zeigen;
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11a und 11b jeweils
die Fluktuationen der Zugspannung in einem Antriebsriemen über eine Umdrehung
der Kurbelwelle mit 3500 U/Min für
einen Motor gemäß Stand
der Technik mit einem runden Kurbelwellenzahnrad darstellen, wobei 11a und 11b jeweils
die Zugspannungsvariationen des Riemens an der angespannten Seite
bzw. der lockeren Seite des Kurbelwellenzahnrads zeigen;
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12 eine
dreidimensionale graphische Darstellung ist, die die Verteilung
von Nockenwellen-Torsionsvibrationen in einem bekannten Verbrennungsmotor
mit einem runden Kurbelwellenzahnrad zeigt, wobei die X-Achse Harmonische
der Vibration verschiedener Ordnungen angibt, die Y-Achse die Motordrehzahl
in U/Min angibt und die Z-Achse die Amplitude der Torsionsvibrationen
der Nockenwelle angibt;
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13 eine
dreidimensionale graphische Darstellung ist, die die Verteilung
von Nockenwellen-Torsionsvibrationen in einem Motor gemäß der Erfindung
mit einem ovalen Kurbelwellenzahnrad zeigt, wobei die X-Achse Harmonische
der Vibration verschiedener Ordnungen angibt, die Y-Achse die Motordrehzahl
in U/Min angibt und die Z-Achse die Amplitude der Torsionsvibrationen
der Nockenwelle angibt;
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14a eine graphische Darstellung des fluktuierenden
Lastdrehmoments bei einer Drehlastanordnung zeigt, wie zum Beispiel
eine Nockenwelle;
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14b zeigt, wie ein nicht-kreisförmiges Profil 19 abgeleitet
werden kann, um die Drehmomentfluktuationen in 14a zu beseitigen, und zwar gemäß einem
Ausführungsbeispiel
der Erfindung; und
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15, 16 und 17 eine
durch einen Computer erzeugte, virtuelle Darstellung von einem gesamten
Kurbelwellenprofil gemäß der Erfindung
zeigen, wobei das Profil durch einen Winkelvorschub von einem Zahn
in 16 relativ zu 15, und
in 17 relativ zu 16 durchschritten
wird.
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Beschreibung
der Erfindung
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1 ist
eine schematische Darstellung von einer Synchronantriebsvorrichtung
für einen
Verbrennungsmotor eines Motorfahrzeugs gemäß der Erfindung. Die Vorrichtung
weist eine kontinuierlich schlaufenförmige, längliche Hülltriebstruktur 10,
einen ersten und einen zweiten Rotor 11 und 12,
sowie weitere Rotoren 13, 14 und 17 auf.
Die kontinuierlich schlaufenförmige,
längliche
Hülltriebstruktur 10 ist
mit einem herkömmlichen
Zahnriemen versehen, der Zähne 15 zusammen
mit zwischenliegenden Vertiefungen hat, wodurch eine Vielzahl von
Eingriffsabschnitten der kontinuierlich schlaufenförmigen,
länglichen
Hülltriebstruktur
gebildet werden. Jeder Rotor 11 und 12 ist mit
einem Zahnrad versehen, das mehrere Zähne 16 aufweist, um
mit den Vertiefungen zwischen den Zähnen 15 des Zahnriemens 10 einzugreifen.
Das Zahnrad 11 ist mit der Kurbelwelle (nicht gezeigt)
eines Verbrennungsmotors verbunden, und das Zahnrad 12 ist
mit einer Drehlastanordnung (nicht gezeigt) verbunden, die durch
eine Nockenwelle 26 des Verbrennungsmotors gebildet ist.
Der Zahnriemen 10 steht mit dem ersten und zweiten Rotor 11 und 12 in
Eingriff, wobei der erste Rotor 11 ausgestaltet ist, um
den Riemen 10 anzutreiben, und der zweite Rotor 12 ausgestaltet
ist, um durch den Riemen 10 angetrieben zu werden. Der
Rotor 14 hat ebenfalls Zähne 16 und weist ein
Zahnrad zum Antreiben anderer Komponenten des Verbrennungsmotors
auf, wie zum Beispiel eine Wasserpumpe, und der Rotor 13 ist
vorzugsweise eine Riemenspanneinrichtung, die an der Seite des Zahnriemens 10 anliegt,
die nicht mit Zähnen versehen
ist, um auf den Riemen auf bekannte Weise eine Zugspannung aufzubringen.
Der Rotor 17 ist vorzugsweise eine feststehende, freilaufende
Riemen scheibe, die an der Seite des Zahnriemens 10 anliegt,
die nicht mit Zähnen
versehen ist.
-
In
einer bekannten Ausgestaltung einer Synchronantriebsvorrichtung
hat das Kurbelwellenzahnrad ein kreisförmiges Profil. In einem solchen
Fall ist die Synchronantriebsvorrichtung für Vibrationen anfällig, bekannt als
Torsionsvibrationen, die durch das Öffnen und Schließen der
Einlass- und Auslassventile des Verbrennungsmotors mit obenliegender
Nockenwelle erzeugt werden. Die Quelle der Erregungen ist in 4a und
b dargestellt. 4a zeigt das fluktuierende Lastdrehmoment 103,
das auf die Nockenwelle in einem SOHC-Motor aufgebracht wird, und 4b zeigt
gleiches für
einen DOHC-Motor. 4b zeigt die Variation des Nockenwellendrehmoments über einen
einzelnen Zyklus des Motors, wobei angegeben wird, wie das Einlass-Drehmoment,
das durch die Kurve 101 gezeigt ist, mit Graden der Rotation
des Motors variiert und wie das Auslass-Drehmomentprofil 102 in
der gleichen Weise variiert.
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Gemäß dem Ausführungsbeispiel
der vorliegenden Erfindung, das in 1 für einen
SOHC-Motor gezeigt ist, hat das Kurbelwellenzahnrad 11 ein
nicht-kreisförmiges
Profil (wie in 2 in vergrößerter Form gezeigt ist), das
allgemein mit Bezugszeichen 19 versehen ist. Das nicht-kreisförmige Profil 19 ist
in dem beschriebenen speziellen Ausführungsbeispiel ein Oval mit
einer Hauptachse 20 und einer Nebenachse 21. Das Profil 19 hat
zwei vorstehende Bereiche 22 und 23 sowie zwei
zurückgezogene
Bereiche 24 und 25.
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Durch
Vorsehen des ovalen Profils 19 am Zahnrad 11,
wie in 2 gezeigt, wird ein fluktuierendes Korrekturdrehmoment
erzeugt, das durch den Riemen 10 auf den zweiten Rotor
aufgebracht wird. Dieses fluktuierende Korrekturdrehmoment ist in 4a bei 104 gezeigt.
In einer bevorzugten Situation ist das gesamte fluktuierende Lastdrehmoment 103 entgegengesetzt
zu dem gesamten Korrekturdrehmoment 104. Vorzugsweise liegt
das Korrekturdrehmoment 104 mit 180° phasenverschoben zu dem gesamten
Lastdrehmoment 103, und die Spitze-Spitze-Amplitude des
fluktuierenden Korrekturdrehmoments 104 ist gleich der
Spitze-Spitze-Amplitude des gesamten fluktuierenden Lastdrehmoments 103.
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Gemäß dem Ausführungsbeispiel
der Erfindung, bei dem das ovale Profil 19 verwendet wird,
das in 2 gezeigt ist, sind die Winkelpositionen der vorstehenden
und zurückgezogenen
Bereiche 22 bis 24 des nicht-kreisförmigen Profil 19 relativ
zu der Winkelposition des zweiten Rotors 12 und die Höhe der Exzentrizität des nicht-kreisförmigen Profil 19 so,
dass das nicht-kreisförmige
Profil 19 auf den zweiten Rotor 12 ein entgegengesetztes
fluktuierendes Korrekturdrehmoment 104 aufbringt, wodurch
das fluktuierende Lastdrehmoment 103 der Drehlastanordnung 26 im
Wesentlichen beseitigt wird.
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Es
wird nun die Festlegung der zeitlichen Abstimmung und der Höhe der Exzentrizität des nicht-kreisförmigen Profils 19 in
größerem Detail
beschrieben. In 1 sind die Trümer zwischen
den verschiedenen Rotoren mit 10A zwischen Rotor 12 und
Rotor 14, mit 10B zwischen Rotor 14 und
Rotor 11, mit den 10C zwischen Rotor 12 und
Rotor 13, mit 10D zwischen Rotor 13 und
Rotor 17 sowie mit 10E zwischen Rotor 17 und
Rotor 11 bezeichnet. Das Trum zwischen dem ersten Rotor 11 und
dem zweiten Rotor 12, angegeben mit 10A, 10B wird
als das Zugtrum zwischen den beiden Rotoren bezeichnet und befindet
sich an der angespannten Seite des ersten Rotors 11, an
dem das nicht-kreisförmige Profil 19 ausgebildet
ist. Das Trum zwischen dem ersten Rotor 11 und dem zweiten
Rotor 12, das mit 10C, 10D, 10E bezeichnet
ist, wird als die lockere Seite bezeichnet, obwohl der Riemen natürlich an
beiden Seiten unter Zugspannung steht. Die zu beseitigenden Torsionsvibrationen
werden durch das fluktuierende Lastdrehmoment an der Drehlastanordnung
(der Nockenwelle 26) erzeugt, und gemäß der vorliegenden Erfindung
werden diese durch Anwendung eines entgegengesetzten fluktuierenden
Korrekturdrehmoments auf die Nockenwelle 26 mittels des
Zahnriemens 10 reduziert oder im Wesentlichen beseitigt.
Das entgegengesetzte fluktuierende Korrekturdrehmoment wird mit
Hilfe des nicht-kreisförmigen
Profils 19 durch periodisches Verlängern und Verkürzen der
Trümer 10A, 10B sowie 10C, 10D, 10E erzeugt,
die mit dem Rotor 11 in Verbindung stehen, an dem das nicht-kreisförmige Profil
gebildet ist. In bevorzugten Ausgestaltungen der Erfindung ist die
Winkelposition des nicht-kreisförmigen
Profils 19 so gut wie möglich
eingestellt, um jene zu sein, für
die eine maximale Verlängerung
des Zugtrums 10A, 10B im Wesentlichen mit einem
Spitzenwert des fluktuierenden Lastdrehmoments der Nockenwelle 26 zusammenfällt. Es
kann nicht immer möglich
sein, dies genau einzustellen, und gemäß der Erfindung wird ein Vorteil
erreicht, wenn die Winkelposition des nicht-kreisförmigen Profils
innerhalb von +/– 15
Grad der bevorzugten Winkelposition liegt, noch bevorzugter innerhalb
von +/– 5
Grad.
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Hinsichtlich
des dargestellten speziellen Falls und unter Bezugnahme auf 1 und 2 hat
das ovale Profil 19 zwei Bezugsradien 20a und 20b,
die zusammen die Hauptachse 20 des Ovals bilden. Jeder Bezugsradius 20a, 20b verläuft von
der Mitte des Rotors 11 und durch die Mitte des jeweiligen
vorstehenden Bereichs 22, 23. Die Winkelposition
des nicht-kreisförmigen
Profils 19 steht mit der Bezugsrichtung des Rotors 11 in
Beziehung, wobei die Bezugsrichtung die Richtung eines Vektors oder
einer imaginären
Linie 27 ist, die den Winkel oder dem Sektor der Umwicklung
der kontinuierlich schlaufenförmigen
Hülltriebstruktur 10 um
den Rotor 11 halbiert. Dieser Vektor, der den Winkel der
Umwicklung halbiert, verläuft
in der gleichen Richtung wie die Lastkraft auf die Nabe, die durch
Eingriff des Riemens 10 mit dem Rotor 11 erzeugt
wird, wenn das Riemenantriebssystem statisch ist. Es ist jedoch
offensichtlich, dass sich die Lastkraftrichtung auf die Nabe während des
Betriebs des Riemenantriebssystems dynamisch verändert. Der zeitliche Verlauf
des nicht-kreisförmigen Profils 19 ist
so eingestellt, dass der Zeitpunkt, an dem das fluktuierende Lastdrehmoment
auf den zweiten Rotor 12 maximal ist, die Winkelposition
des Bezugsradius 20a in einem Bereich von 90° bis 180° relativ zur
Referenzrichtung des halbierten Winkels der Umwicklung 27 liegt,
genommen in der Drehrichtung des Rotors 11, vorzugsweise
in einem Bereich von 130° bis
140°. Es
sei angenommen, dass die Anordnung aus 1 zu einem
Zeitpunkt gezeigt ist, an dem das fluktuierende Lastdrehmoment an
dem zweiten Rotor 12 maximal ist, wobei dann der bevorzugte
zeitlichen Verlauf des nicht-kreisförmigen Profils 19 in 1 gezeigt
ist, dass nämlich
der Winkel zwischen dem Bezugsradius 20a und der halbierten
Richtung 27 gleich 135° beträgt, wie durch
den Winkel θ bezeichnet.
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Es
ist offensichtlich, dass in dieser Beschreibung, wenn der Begriff "Bezugsradius" für ein nicht-kreisförmiges Profil 19 verwendet
wird, der gemessenen Bezugsparameter der Radius von einem imaginären Kreis ist,
der durch den zugehörigen
vorstehenden Bereich verläuft,
und kein Radius des gesamten Profils ist, da das gesamte Profil
im Wesentlichen nicht-kreisförmig
ist. Der Begriff Bezugsradius wird lediglich verwendet, um die Distanz
zwischen der Mitte der Achse des Rotors, an dem das Profil gebildet
ist, und dem maximalen Ausmaß des
Profils an dem relevanten vorstehenden Bereich anzugeben.
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Es
wird nun die Bestimmung der Höhe
der Exzentrizität
des nicht-kreisförmigen
Profils 19 in dem gezeigten speziellen Ausführungsbeispiel
betrachtet. Zusammenfassend ist die Höhe der Exzentrizität des Profils 19 vorzugsweise
eingestellt, um so zu sein, dass das fluktuierende Korrekturdrehmoment 104,
das in 4a gezeigt ist, eine Amplitude
hat, die im Wesentlichen gleich der Amplitude des fluktuierenden
Lastdrehmoments 103 ist, wie in 4a gezeigt,
und eine Phase hat, die diesem im Wesentlichen entgegengesetzt ist.
Es wird jedoch auch noch einen Vorteil in den Ausgestaltungen erreicht,
bei denen die Amplitude des fluktuierenden Korrekturdrehmoments 104 im
Bereich von 75% bis 110% der Amplitude des fluktuierenden Lastdrehmoments 103 liegt,
noch bevorzugter im Bereich von 90% bis 100%. Wenn das fluktuierende
Lastdrehmoment 103 über den
REV-Bereich des Motors eine im Wesentlichen konstante Amplitude
hat, dann ist die Amplitude des Korrekturdrehmoments 104 im
Wesentlichen gleich der konstanten Amplitude des fluktuierenden
Lastdrehmoments.
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Die
praktischen Schritte zur Bestimmung der Höhe der Exzentrizität können folgende
sein. Zuerst wird die Amplitude des fluktuierenden Lastdrehmoments
103 der
Nockenwelle
26 bei dem ausgewählten Satz von Betriebsbedingungen
gemessen, in diesem Fall bei der maximalen Amplitude des fluktuierenden
Lastdrehmoments. Anschließend wird
die erforderliche Amplitude der periodischen Verlängerung
und Verkürzung
des Zugtrums
10a,
10b durch die folgende Formel
berechnet:
wobei:
- L
- = Amplitude der periodischen
Verlängerung
und Verkürzung
des Zugtrums, die erforderlich ist;
- T
- = Amplitude des fluktuierenden
Lastdrehmoments der Nockenwelle 26, das bei maximaler Amplitude
gemessen wurde;
- r
- = Radius des zweiten
Rotors 12; und
- k
- = Steifigkeitskoeffizient
des Riemens 10.
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Der
Steifigkeitskoeffizient k wird aus folgender Formel erhalten:
wobei dF die Kraft ist, die
benötigt
wird, um eine Längenzunahme
dL in der Länge
der Struktur zu erzeugen.
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Anhand
eines Beispiels der obigen Berechnungen kann die Amplitude des fluktuierenden
Lastdrehmoments T gleich 10 Nm (Null zu Spitze) betragen, und der
Radius des Rotors 12 kann 50 mm betragen. Dies führt zu einer
maximalen Kraft F, die erforderlich ist, um das benötigte fluktuierende
Korrekturdrehmoment von F = 200 N zu erzeugen. In dem diskutierten
Beispiel wird die erforderliche Veränderung bezüglich der Trumlänge durch
Dividieren der Zugspannung von 200 N durch den Steifig keitskoeffizienten
k erhalten, der beispielsweise für
einen typischen Riemen 400 N/nn betragen kann. Dies führt zu der
erforderlichen Amplitude der Verlängerung und Verkürzung des
Zahnriemens von 0,5 mm (Null zu Spitze).
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Der
nächste
Schritt besteht darin, die Exzentrizität zu berechnen, die erforderlich
ist, um diese Länge an
Verlängerung
und Verkürzung
zu einem Zeitpunkt zu erreichen, wenn die Hauptachse 20 der
Ellipse auf θ =
135° eingestellt
ist, wie in 1 gezeigt. Eine theoretische
Berechnung dieses Wertes ist schwierig zu erhalten, so dass die
Berechnung der Exzentrizität
mit Hilfe des Äquivalents
einer "Verweis"-Tabelle erhalten wird.
Dies erfolgt durch Erzeugen und Aufzeichnen von Daten, die empirisch
mit einer Folge von Werten (i) der Abweichung der vorstehenden und
zurückgezogenen
Bereiche des nicht-kreisförmigen Profils
von der Kreisform und (ii) der resultierenden Amplitude der periodischen
Verlängerung
und Verkürzung
des Zugtrums in Beziehung stehen. Die erforderliche Exzentrizität wird dann
aus den Daten ausgewählt,
um zur erforderlichen Amplitude der periodischen Verlängerung
und Verkürzung
des Zugtrums zu gelangen.
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Die
Datenbank, die erzeugt ist, um die "Verweis"-Tabelle
zur Verfügung
zu stellen, beinhaltet eine Tabelle von Werten der Amplitude von
Verlängerung
und Verkürzung
des Zugtrums 10A und 10B für verschiedene Werte der Exzentrizität des ovalen
Profils 19 entlang der Hauptachse. Beispiele von solchen
Daten sind in der nachfolgenden Tabelle 1 angegeben. Der Bezugskreis,
der für
den Vergleich verwendet wird, ist ein Kreis mit einem Durchmesser
von gleich dem Mittelwert der Länge
der Hauptachse 20 und der Länge der Nebenachse 21.
Die Exzentrizität
des ovalen Profils 19 kann in dem gezeigten Beispiel bestimmt
werden, indem die Abweichung der Außenlinie von dem Bezugskreis
an der Hauptachse 20 betrachtet wird.
-
-
Die
Tabelle kann beispielsweise abgeleitet werden, indem eine Computersimulation
des ovalen Profils 19 erzeugt wird, und durch das Durchschreiten
durch eine Folge von Winkelschritten von beispielsweise einem Zahn
zu einem Zeitpunkt, wie in 15, 16 und 17 gezeigt.
Für jeden
dieser Schritte ist die Computersimulation ausgestaltet, um eine
Angabe der Verlängerung
oder Verkürzung
des äquivalenten
Zugtrums 10A, 10B für eine bestimmte Länge der
Hauptachse mit dem Radius 20A zur Verfügung zu stellen. In der Computersimulation
wird dann der Bezugsradius 20A variiert, und eine weitere
Folge von Daten wird für
den neuen Radius 20A erzeugt. Der Zweck des Durchschreitens
des Profils durch die in 15, 16 und 17 gezeigten
Positionen besteht darin, empirisch die Position zu bestimmen, bei
der die maximale Verlängerung
des entsprechenden Zugtrums 10A, 10B stattfindet.
Wenn diese bestimmt ist, werden die entsprechenden Daten für die maximale
Länge des
Trums 10A, 10B extrahiert, die gegen die entsprechende
Exzentrizität
des Bezugsradius 20A eingestellt werden. 15, 16 und 17 zeigen,
wie die Amplitude der Verlängerung unter
Verwendung von virtuellem Prototyping bestimmt werden kann.
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5a bis 5d zeigen
verschiedene Kombinationen von Kurbelwellen- und Nockenwellenzahnrädern für 4-Zylinder-
und 3-Zylindermotoren. 6a bis 6d zeigen
verschiedene Kombinationen von Kurbelwellen- und Nockenwellenzahnrädern für 6-Zylinder-,
8-Zylinder- und 2-Zylindermotoren.
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7a zeigt
die Amplitude von Nockenwellen-Torsionsvibrationen
in Graden der Rotationsvibration gegenüber der Motordrehzahl in U/Min
für ein
rundes Kurbelwellenzahnrad. 7b zeigt
die Amplitude der Nockenwellen-Torsionsvibrationen in Graden der
Rotationsvibration gegenüber
der Motordrehzahl in U/Min für ein
ovales Kurbelwellenzahnrad. 7b zeigt,
dass die Torsionen wesentlich vermindert sind. Es verbleiben lediglich
Torsionen, die von der Nockenwelle stammen. Die Resonanz wurde beseitigt.
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8a zeigt
die Zugspannungsfluktuation der angespannten Seite gegenüber der
Motordrehzahl in U/Min für
ein rundes Kurbelwellenzahnrad. 8b zeigt
die Zugspannungsfluktuation an der angespannten Seite gegenüber der
Motordrehzahl in U/Min für
ein ovales Kurbelwellenzahnrad. 8b zeigt
außerdem, dass
die Resonanz beseitigt wurde. Es sind zwar noch Zugsspannungsfluktuationen
in dem gesamten U/Min-Bereich vorhanden, aber diese müssen dort
vorhanden sein, um ein Beseitigungsdrehmoment zur Verfügung zu
stellen.
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9a und 9b zeigen
die Zugspannungsfluktuationen an der angespannten Seite und an der
lockeren Seite über
eine Umdrehung des runden Kurbelwellenzahnrades bei 1500 U/Min. 10a und 10b zeigen
die Zugspannungsfluktuationen an der angespannten Seite und an der
lockeren Seite über
eine Umdrehung des runden Kurbelwellenzahnrades bei der Systemresonanz
(2500 U/Min). 11a und 11b zeigen
die Zugspannungsfluktuationen an der angespannten Seite und an der
lockeren Seite über
eine Umdrehung des runden Kurbelwellenzahnrades bei 3500 U/Min.
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12 zeigt
die Nockenwellen-Torsionsvibrationen für ein rundes Kurbelwellenzahnrad,
dargestellt als eine spektrale Analyse, wobei: x-Achse = Ordnung
der Harmonischen; y-Achse = U/Min des Motors; und z-Achse = Amplitude
des Nockenwellen-Torsionsvibrationen.
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13 zeigt
die Nockenwellen-Torsionsvibrationen für ein ovales Kurbelwellenzahnrad,
dargestellt als eine Spektralanalyse, wobei: x-Achse = Ordnung der
Harmonischen; y-Achse = U/Min des Motors; und z-Achse = Amplitude
des Nockenwellen-Torsionsvibrationen. Lediglich Torsionen zweiter
Ordnung sind durch das ovale Profil beseitigt. Unter Verwendung
eines komplexeren Profils, wie in 14 gezeigt,
können
gleichzeitig Torsionen zweiter und vierter Ordnung beseitigt werden.
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14a und 14b zeigen
in stark vergrößerter Form,
wie ein nicht-kreisförmiges
Profil 19 von einem der Rotoren in einer Synchronantriebsvorrichtung
gemäß der Erfindung
geformt werden kann, um Torsionsfluktuationen in dem Drehmoment
einer Drehlastanordnung mit zwei verschiedenen Ordnungen zu begegnen. 14 beinhaltet die beiden 14a und 14b. 14a zeigt in Kurve 110 ein fluktuierendes
Lastdrehmoment zweiter Ordnung, das zu dem in 12 gezeigten
Spitzenwert zweiter Ordnung äquivalent
ist. Die Kurve 111 zeigt ein fluktuierendes Lastdrehmoment
vierter Ordnung, das zu dem in 12 gezeigten
Spitzenwert vierter Ordnung äquivalent
ist. Kurve 112 zeigt das kombinierte fluktuierende Lastdrehmoment
der Drehlastanordnung.
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In 14b ist bei 19A in stark vergrößerter Form
ein allgemein ovales Profil gezeigt, das zur Verwendung an einem
Kurbelwellenrotor 11 in 1 geeignet
ist und vorstehende Bereiche 22 und 23 aufweist.
Diese vorstehenden Bereiche erzeugen ein korrigierendes fluktuierendes
Lastdrehmoment, das angewendet werden kann, um das fluktuierende
Lastdrehmoment 110 zweiter Ordnung in 14a zu beseitigen. Ein zweites Profil, das mit 19B bezeichnet
ist, ist so geformt, um vier kleinere vorstehende Bereiche zu haben,
die dann, wenn sie als ein Profil des Kurbelwellenzahnrades 11 verwendet
werden, ein Korrekturdrehmoment erzeugen, das äquivalent zu dem fluktuierenden
Lastdrehmoment 111 vierter Ordnung in 14a ist. In 14b ist
ein nicht-kreisförmiges
Profil, durch das die Erfindung verkörpert ist, mit 19C bezeichnet,
und eine Kombination der beiden Profile 19A und 19B ist.
Das kombinierte Profil 19C hat zwei vorstehende Hauptbereiche
und zwei vorstehende Nebenbereiche. Das kombinierte Profil 19C erzeugt
ein fluktuierendes Korrekturdrehmoment, das so erstellt werden kann,
um das kombinierte fluktuierende Drehmoment 112 zu beseitigen,
das in 14a gezeigt ist.
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Folglich
ist in 14 eine Modifikation des ovalen
Rotors gezeigt, in dem zusätzliche
vorstehende Nebenbereiche des Profils vorgesehen sind. Die Gründe hierfür bestehen
darin, harmonische Torsionsvibrationen vierter Ordnung in Betracht
zu ziehen, die in 12 und 13 dargestellt
sind. In 12 sind die Torsionsvibrationen
gezeigt, die von den Harmonischen zweiter, vierter und sechster
Ordnung stammen, und zwar bei einer Synchronantriebsvorrichtung
mit einem kreisförmigen
Kurbelwellenzahnrad. 13 zeigt die Torsionsvibrationen,
die nach Verwendung eines ovalen Kurbelwellenantriebszahnrades gemäß der Erfindung
verbleiben. Es wird gesehen, dass die harmonischen Torsionsvibrationen
vierter Ordnung verbleiben. Diese Vibrationen können durch Vorsehen des nicht-kreisförmigen Profils
des Kurbelwellenzahnrades mit zusätzlichen vorstehenden Bereichen
reduziert oder beseitigt werden. Die vorstehenden Nebenbereiche
haben ein geringeres Ausmaß als
die vorstehenden Hauptbereiche und sind ausgestaltet, um kleinere
fluktuierende Korrekturdrehmomentmuster in dem auf den zweiten Rotor
angewendeten Drehmoment zu erzeugen, um das fluktuierende Lastdrehmoment
vierter Ordnung zu reduzieren oder im Wesentlichen zu beseitigen,
das durch die Drehlastanordnung erzeugt wird.
-
Es
wird nun zu einer allgemeinen Betrachtung des Betriebs der Ausführungsbeispiele
der Erfindung zurückgekehrt,
wobei bekannt ist, in einem Synchronantriebssystem für einen
Verbrennungsmotor ein Kurbelwellenzahnrad mit ovalem Profil vorzusehen.
Durch die vorliegende Erfindung wird die korrekte Auswahl der Exzentrizität und des
zeitlichen Verlaufs des nicht-kreisförmigen Profils ermöglicht,
damit dieses so ist, dass vorzugsweise das fluktuierende Lastdrehmoment
in der Lastanordnung beseitigt oder reduziert wird, statt zu versuchen,
die Zugspannung in dem Antriebsriemen auszugleichen, wie dies bei
Anordnungen gemäß Stand der
Technik gemacht wurde.
-
Die
Erfindung kann verstanden werden, indem das zweite Gesetz von Newton
betrachtet wird, das nämlich
durch das Vorhandensein einer unausgeglichenen Kraft ein Objekt
beschleunigt wird. Für
lineare Beispiele führt
dies zu: Beschleunigung = Kraft/Massebei
Rotationsbewegung: Beschleunigung = Drehmoment/Trägheit
-
Bei
einem gewöhnlichen
Verbrennungsmotor fluktuiert das Drehmoment der Ventilanordnung
oder der Diesel-Treibstoffpumpe, wodurch bewirkt wird, dass die
Drehzahl fluktuiert, wodurch bewirkt wird, dass die Winkelverlagerung
fluktuiert (auch als Torsionsvibration bekannt). Durch Verwendung
eines elliptischen Kurbelwellenzahnrades, das den Riemen zieht (zu
einem geeigneten Zeitpunkt) kann ein zusätzliches Drehmoment erzeugt
werden, das so ist, um eine Amplitude und eine Phase zu haben, so
dass das kombinierte Drehmoment, das auf die Nockenwelle wirkt,
gleich Null ist. Ein Nicht-Vorhandensein von Drehmoment bedeutet ein
Nicht-Vorhandensein von Beschleunigung gemäß dem ersten Gesetz von Newton.
Ein Nicht-Vorhandensein von Beschleunigung bedeutet ein Nicht-Vorhandensein
von Drehzahl-Fluktuationen, was bedeutet, dass keine Torsionen vorhanden
sind.
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Das Öffnen und
Schließen
der Einlass- und Auslassventile ist eine Quelle von Drehmomentfluktuationen.
Diese Drehmomentfluktuationen bewirken, dass auf die Nockenwelle
Drehzahlfluktuationen wirken, wodurch wiederum Winkelpositionsfluktuationen
bewirkt werden, die auch als Torsionsvibrationen bekannt sind. Die
beste Maßnahme
gegen dieses Verhalten besteht darin, die wahre Ursache der Quelle
dadurch zu bekämpfen,
dass ein weiteres Drehmoment erzeugt wird, das auf die Nockenwelle
wirkt, d.h. Beseitigung von Drehmomentfluktuationen an der Nockenwelle.
Eine Möglichkeit
dafür besteht
in der Verwendung eines ovalen Zahnrades an der Kurbelwelle. Durch
das ovale Zahnrad, wenn es sich dreht, werden Fluktuationen der
Trumlänge
erzeugt, d.h, diese wird während
einer Kurbelwellenumdrehung zweimal gezogen und freigegeben. wenn
die angespannte Seite gezogen wird, dann wird die lockere Seite
freigegeben, und umgekehrt. Das Ziehen und Freigeben des Riemens
bedeutet, dass ein neues und zusätzliches
Drehmoment an der Nockenwelle erzeugt wird. wenn dieses neue Drehmoment
eine geeignete Amplitude und Phase hat, kann es das erste Drehmoment
der Ventilanordnung ausgleichen. Ein Nicht-Vorhandensein von Drehmomentfluktuationen
bedeutet ein Nicht-Vorhandensein von Drehzahlfluktuationen und daher
ein Nicht-Vorhandensein
von Torsionen.
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Wenn
in Ausführungsbeispielen
der Erfindung die Torsionsvibrationen in der Nockenwelle beseitigt sind,
variiert immer noch die Zugspannung des Riemens. Es ist jedoch diese
Variation der Zugspannung des Riemens, durch die die Torsionsvibrationen
in der Nockenwelle beseitigt werden. Im Stand der Technik besteht die
Aufgabe darin, die Zugspannungsänderungen
in dem Riemen zu beseitigen, was aber nicht dem entspricht, was
erforderlich ist, um Torsionsvibrationen in der Nockenwelle zu beseitigen.
Die Aufgabe besteht darin, die Veränderung hinsichtlich der Drehzahl
des angetriebenen Zahnrades zu beseitigen, die durch Variation in
der Drehmomentlast in dem angetriebenen Zahnrad bewirkt wird. Dies
erfolgt durch Variieren der Zugspannung in dem Riemen während des
Zyklus des angetriebenen Zahnrades. Zum Zeitpunkt der Erhöhung der Drehmomentlast
des angetriebenen Zahnrades, muß es
eine Erhöhung
in der Zugspannung in dem Riemen geben. Zu dem Zeitpunkt, wenn eine
Erhöhung
der Zugspannung erforderlich ist, muß die effektive Länge des Trums
erhöht
werden. Dies wird erreicht, indem das Oval so positioniert ist,
dass die lange Achse von einer Position senkrecht zur Last auf die
Nabe zu einer Position entlang der Lastrichtung der Nabe verlagert
wird. In dem Moment, wenn eine Verminderung der Zugspannung erforderlich
ist, muß die
effektive Länge
des Trums vermindert werden. Dies erfolgt, wenn sich die Hauptachse
von den Vertikalen zur Horizontalen bewegt.
wobei dF die Kraft ist, die benötigt wird, um eine Längenzunahme dL in der Länge der Struktur zu erzeugen;
