DE7431415U

DE7431415U - Druckfeder

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Publication number: DE7431415U
Application number: DE19747431415
Authority: DE
Original assignee: Stumpp & Schuele KG
Current assignee: Stumpp & Schuele KG
Priority date: 1974-09-18
Filing date: 1974-09-18
Publication date: 1975-01-16

Description

Druckfeder

Die Erfindung betrifft eine Druckfeder zum Einbau in Motoren, Pumpen o. dgl., in denen sie in einem ersten Betriebszustand auf ein erstes Ausmass und in einem zweiten Betriebszustand auf ein zweites das erste übersteigende Ausmass zusammengepresst werden, und bei der die Endwindungen eingewunden sind.

Bei derartigen Federn handelt es sich beispielsweise um Ventilfedern für Automobilmotoren. Im ersten Betriebszustand ist das Ventil geschlossen, χω zweiten Betriebszustand offen. Dabei tritt folgendes Problem auf: Nach Beendigung des Hubes zwischen erstem u. zweitem Betriebszustand, den die Ventilfedern z.B. in einem Automobilmotor durch die Nockenwelle erzwungen, sinusförmig ausführt, zeigt sie im ersten betriebszustand (Einbaulage 1) Schwingungen, die ihrer Eigenfrequenz entsprechen und nach einer gewissen Zeit ausklingen.

Dieses Ausklingen sollte vor Beginn des nächsten Hubes beendet sein, da nur dann zu diesem Zeitpunkt keine Schubspannungserhöhung mehr vorliegt und auch nur dann ein zufriedenstellendes Arbeiten der Ventilfedern gewährleistet ist.

Bei den bekannten Druckfedern ist dies jedoch bei höheren Drehzahlen der Motoren nicht mehr der Fall. Bei hohen Drehzahlen wird nämlich die Schwingungsamplitude des Ausklxngvorganges sehr

hoch; das führt dazu, dass der Ausklingvorgang zum Zeltpunkt des Beginns des nächsten Hubes noch nicht abgeschlossen ist· Dies führt wiederum zu einer Erhöhung der oberen Schubspannung (T\q)» und zwar gerade um den Betrag der kurz vor Beginn des nächsten Hubes noch vorhandenen Schwingungsamplitude·

Diese Erhöhung der Schubspannung ist grundsätzlich unerwünscht, da sie eine erhöhte Belastung der Feder darstellt. Dies soll vermieden werden« Aber auch abgesehen davon, dass zu Beginn des nächsten Hubes noch eine gewisse Schwingungsamplitude vorhanden ist, ist die Schwingung selbst generell unerwünscht, da sie dazu führen kann, dass das Ventil nicht mehr richtig abdichtet.

Der Erfindung liegt demgemäss die Aufgabe zugrunde, eine als Ventilfeder in Automobilmotoren einbaubare Druckfeder der eingangs genannten Art derart auszubilden, dass sich ein günstigeres Drehzahlverhalten als bei bekannten Druckfedern ergibt. Dieses "günstigere" Drehzahlverhalten ist dahingehend zu beschreiben, dass möglichst keine Erhöhung der maximalen inneren Schubspannungf .-auch bei hohen Drehzahlen mehr eintritt.

Schraubendruckfedern mit eingewundenen Endwindungen sind bereits bekannt (DT-PS 1 I69 209); bei ihnen wird jedoch grösster Wert darauf gelegt, dass die Endwindungen im Betrieb die sich an sie anschliessenden Windungen nicht berühren., da darauf Dauerbrüche zurückgeführt werden.

Die dargestellte Aufgabe wird bei der Erfindung dadurch gelöst, dass die sich zwischen den eingewundenen Endwin.dungen und den sich daran anschliessenden jeweils nächsten Windungen ausbildenden tJbergangsbereiche zumindest in dem zweiten Betriebszustand an der jeweils nächstliegenden Windung anliegen.

Die Erfindung geht also bei der Ausbildung der eingewundenen Endwindungen bewusst von den Forderungen ab, die dafür nach dem Stande der Technik (DT-PS 1 I69 209) erhoben werden, und nützt die Reibung des genannten Übergangsbereiches an der jeweils nächsten Windung zur Dämpfung der Scbwingungsamplitude

der Eigenfrequenz und damit zugleich der Dämpfung der inneren Schubspannung aus; die Befürchtung, dass sich dabei - wie aufgrund der Feststellung im Stande der Technik (DT-PS 1 169 209) zu erwarten gewesen wäre - Dauerbrüche einstellen, hat sich selbst bei gründlichen Testläufen nicht bestätigt.

Verschiedene vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung sind in den Unteransprächen definiert. Insgesamt gesehen bietet eine gemäss der Erfindung ausgebildete Druckfeder bei ihrer Verwendung als Ventilfeder folgende Vorteile:

a. Durch das Anliegen der Übergangsbereiche, die sich zwischen den Endwindungen und den sich an sie anschliessenden Windungen ergeben, an den diesen Übergangsbereich wiederum benachbarten Windungen ergibt sich eir.e Reibungsdämpfung der Schwingungsamplitude der Eigenfrequenz und zugleich der inneren Schubspannring und daraus eine gegenüber bekannten Ventilfedern sowohl von Anfang an verringerte Amplitude als auch eine schnellere Abnahme derselben; die bei erneutem Öffnen des Ventils noch vorhandene Schwingungse-nergie ist entsprechend geringer; demgemäss ist auch der selbst bei extrem hohen Drehzahlen auftretende Zuwachs der maximalen Schubspannung T¹^_n erheblich geringer als bei den bekannten Druckfedern. Das Drehzahlverhalten dieser Ventilfedern ist also wesentlich besser als bei den seither bekannten Ventilfedern;

b. durch Ausbildung der eingewundenen Endwiiidungen derart, dass sie in einer senkrecht zur Federachse verlaufenden Ebene liegen, also keine Steigung mehr aufweisen, wird ein Anschleifen der Ventilfeder zur Erzielung einer ebenen Auflagefläche an einem Widerlager, z.B. einem Ventilteller, vermieden;

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c. die symmetrische Bauweise wird bei einer derartigen Ausbildung der Feder möglich, ohne dass die dafür an sich erwarteten ITachteile auftreten und vermeidet so eine Festlegung der Einbaurichtung, wobei gleichzeitig für eine günstige Spannungsverteilung innerhalb der Feder Sorge getragen wird;

d. die erhöhte Eigenfrequenz der Ventilfeder führt in Verbindung mit der hohen Dämpfung der Schwingungsamplitude der inneren Schubspannung vermutlich dazu, dass die bei Schliessen des Ventils frsiwerdende Energie, die zu den Schwingungen führt, schneller als sseit · her abgebaut werden kann;

e. der relativ hohe Umschlingungsvinkel sichert eine gute Auflage und einen guten Sitz der Ventilfeder in der Federaufnähme (Rotocap und Ventilteller).

Ein Ausführungsbeispiel der Erfindung und ihrer vorteilhaften Weiterbildungen wird im folgenden anhand der beigefügten Zeichnungen beschrieben. Es stellen dar:

Fig. 1 eine Draufsicht auf eine Ventilfeder;

Fig. 2 eine Seitenansicht der Ventilfeder im entspannter Zustand;

Fig. 3 eine Seitenansicht der Ventilfeder in auf einem ersten Betriebszustand zusammengepressten Zustand (Ventil geschlossen);

Fig. h a

Fig. k b den Verlauf der inneren Schubspannung bei einer bekannten Feder im Betrieb für Drehzahlen von η = 4000 ü/min und η = 6000 TJ/min;

Fig. 5 a,
5 b,
5 c. den Verlauf der inneren Schubspannung für die Feder nach der Erfindung im Betrieb für die Drehzahlen von η = 4000, 6000 und 7200 U/min.

Die in den Fig. 1-3 gezeigte Ventilfeder ist allgemein mit 1 bezeichnet. Sie ist aus legiertem Ventilfederstahldraht mit mehreren Windungen gewickelt. Das obere Federende ist mit 2. , die sich daran anschliessende eingewundene Endwindung mit dem kleineren Durchmesser (Umschlingungswinkel <X ) mit 3» der sich daran anschliessende Übergangsbereich bis zum grossen Durchmesser mit k_t und di-ü sich an den Übergangsbereich k anschliessende erste Windung mit grossem Durchmesser mit 5 bezeichnet. Entsprechend ist das untere Federende mit 6, die untere eingewundene Endwindung mit kleinem Durchmesser (Umschlingungswinkel CX. ) mit 7» der sich an diese anschliessende Übergangsbereich auf dem grossen Durchmesser mit 8, und die erste Windung mit grossem Durchmesser mit 9 bezeichnet.

Der Gesamtaufbau der Ventilfeder 1 ist, wie aus Fig. 2 zu ersehen, symmetrisch. Jedoch sind die Abstände zwischen den einzelnen Windungen unterschiedlich, d.h. der Abstand der Windungen voneinander nimmt zur Mitte der Ventilfeder hin zu.

Die Endwindungen 3 und 7 sind "eingewunden", d.h. über die Übergangsbereiche h bzw. 8 von den jeweils nächsten Windungen 8 bzw. 91 die grossen Durchmesser aufweisen, radial nach innen abgebogen. Der Durchmesser der Endwindungen 3 bzw. 7 ist also kleiner als der der - nach den Übergangsbereichen k bzw. δ sich daran anschliessenden Windungen 5 bzw. 9·

Das Einwinden der Endwindungen 3 bzw. 7 erfolgt nun derart , dass die Übergangsbereiche k bzw₀ 8 im entspannten Zustand der Ventilfeder (Fig. 2) die sich an diese Übergangsbereiche anschliessenden Windungen 5 bzw. 9 nicht mehr berühren. Im, in den Motor eingebauten ersten Betriebszustand (Ventil geschlossen), der in Fig, 3 dargestellt ist, liegen jedoch die Übergangsbe-

1 *· til. ι ,

**·*«<■ ii.it.

reiche k bzw. 8 entlang der Bereiche IQ (oben) und 11 (unten) an den sich an sie anschliessenden nächsten Windungen .5 bzw· 9₍ die bereits den grossen Durchmesser aufweisen, an. Diese Bereiche 10 bzw. 11 werden natürlich in Längsrichtung entlang den Federwindungen bzw· entlang der Übergangsbereiche länger, wenn sich die Ventilfeder im zweiten Betriebszustand (Ventil geöffnet) befindet, in dem sie noch über das in Fig· 3 dargestellte Mass hinaus zusammengedrückt ist.

Die eingewundenen Endwindungen 3 bzw. 7 liegen fernex·, wie aus Fig. 2 zu ersehen, in einer senkrecht zur Federachse verlaufenden Ebene, d.h. im Gegensatz zu den anderen Windungen der Ventilfeder weisen sie keine Steigung auf. Daher ist eine gute Auflage entlang, des in Fig. 1 eingezeichneten Um schlingung swinkels auf Ventiltellern, zwischen denen die Feder eingebaut ist, möglich, ohne sie zu diesem Zweck an ihren Enden schräg anschleifen zu müssen.

Das Einvinden der Endwindungen 3 bzw. 7 erfolgt ferner derart, dass sich ein Umschlingungswinkel <X von ca. 200 ergibt* Dies ist der Winkel, über dessen Bogen der Verlauf der Endwindungen kreisförmig ist, so dass sich die Endwindungen 3 bzw. 6 an eine Widerlagerfläche, wie sie z.B. bei einem Ventilteller gegeben ist, die also rotationssymmetrisch und im Querschnitt kegelschnittförmig ausgebildet ist, sauber entlang dieses Umfangsbereiches anliegen·

Ferner ist die Eigenfrequenz der Ventilfeder so bestimmt, dass sie höher liegt, als dies seither he?. Ventilfedern üblich ist; die Eigenfrequenz, die aufgrund der konstruktiven Ausbildung berechnet werden kann (vgl. DIN 2089, Blatt 1), liegt bei der erfindungsgemässen Ventilfeder bei 380 bis 500 Hz, vorzugsweise bei '+50 Hz.

Dadurch, dass die Übergangebereiche k bzw. 8, die sich zwischen den eingewundenen Endwindungen 3 bzw. 7 (kleiner Durchmesser) und den nächsten Windungen 5 bzw. 9 (grosser Durchmesser) ausbilden, an den benachbarten Windungen 5 bzw· 9 entlang ein^s

gewissen Längenstückes, durch das dia Bereiche 10, 11 definiert werden, anliegen, ergibt sich, wie noch im folgenden genauer darzustellen sein wird, eine Dämpfung der Schwingungsamplitude der inneren Schubspannung in der Ventilfeder bei Wechsel des Betriebszustandes und damit eine bessere Konstanz der eingestellten maximalen inneren Schubspannung 7*. _o über einen weiten Drehzahlbereich,

Die Fig. 4 a und 4 b zeigen iür eine bekannte Ventilfeder den Verlauf der inneren SchubspannungTT bei einer Drehzahl von

JV

η β 4000 U/min (Fig. 4 a) bzw. η = 6θΟΟ ü/min (Fig. 4b). Bei eines* Umdrehungszahl von 4000 U/min (Fig. 4 a) arbeitet diese bekannte Feder noch einigermassen zufriedenstellend: Beim Öffnen des Ventils, d.h. bei erhöhter Pressung der Ventilfeder steigt die innere Schübspannung auf einen Maximalwert ?*_vn an und fällt bei Schliessung des Ventils wieder auf den Minimalwert T. _TT ab. Es gilt: 7\,_n -TT^t = ^Ί,τΐ = Hubspannung. Die Lebensäauer der Feder ist*nT und T'.-. abhängig (Wöhlerkurve) ·

Der Minimalwert T_kU wird dabei jedoch nicht sofort erreicht, da die vorhandene Federenergie in der entlasteten Feder noch Spannrings spitzen erzeugt, welche; die Feder in Schwingungen versetzt, die der Eigenfrequenz der Feder entsprechen. Die beim Schliessen des Ventils noch vorhandene Feder-Restenergie bestimmt die Amplitude dieser eigenfrequenten Stimmung, die dann in Abhängigkeit von der vorhandenen Dämpfung abnimmt.

In Fig. 4 a und 4 b ist das Abklingen dieser Schwingung der inneren Schubspannung durch die eingezeichnete strichpunktierte Hüllinie angedeutet.

Zum Zeitpunkt des nächsten Hubes ist die Schwingungsamplitude bei einer Drehzahl von η = 4000 U/min (Fig. 4 a) so gering geworden, dass bei erneutem Hub, d.h. bei erneutem starken Anstieg der inneren Schubspannung keine weitere Spannungserhöhung durch die noch vorhandene Feder-Restenergie auftritt.

Wie aus Fig. k b zu ersehen, ändern sick diese Verhältnisse bei der bekannten Ventilfeder jedoch ganz erheblich, wenn die Drehzahl auf η = 6000 U/min ansteigt. Wie aus der Hüllinie nach dem Schliessen des Ventils zu ersehen, hat die Amplitude der Schwingung der inneren Schubspannung der Ventilfeder zum Zeitpunkt des erneuten Öffnens des Ventils noch einen beachtlichen Wert und damit die Ventilfeder noch einen beachtlichen Enei-giegehalt, der sich bei erneutem Öffnen dahingehend auswirkt, dass - unabhängig vom momentanen Wert der inneren Schubspannung - eine Erhöhung der maximalen inneren Schubspannung 7"^_n auftritt, vie dies aus Fig. k b zu ersehen ist.

Dieses Phänomen ist unerwünscht, da die einmal der Dimensionierung zugrunde gulegte Bemessung von 2"\ _o und Z'_H i^m S^e~ samten Drehzahlbereich möglichst gleich bleiben soll« die Erhöhung bei hohen Drehzahlen, die auf die in der Ventilfeder bei erneutem Öffnen des Ventils noch vorhandene Energie zurückzuführen ist, führt zu einer stärkeren Beanspruchung, die vermieden werden soll«, Ausserdem führen die Schwingungen der inneren Schubspannung nach Schliessen des Ventils, wenn sie grössere Amplitude aufweisen, zu einer höheren Schwingungsbelastung, die ebenfalls zu Brüchen führen kann, sowie einer Undichtheit des Ventils, was zu einer Leistungsminderung des Motors führt.

Das Anliegen der Übergangsbereiche k bzw» 8 an den jeweils sich daran anschliessenden Windungen 5 bzw» 9 über sich entlang des Federdrahtes erstreckende Bereiche 10, 11 führt nun bei der erfindungsgemässen Ventilfeder zu einer Dämpfung dieser Schwingungen. Dies führt erstens zu sehr viel kleineren Schwingungsamplituden und zweitens damit zu einem sehr raschen Abbau der Schwingungsenergie, also zu einer sehr raschen Abnahme der Acplitude. Dieser Vorgang wird dadurch begünstigt, dass die Eigenfrequenz der Ventilfeder höher liegt, als man dies seither für möglich hielt.

Bs ist zu vermuten, dass durch das Anliegen des Übergangsbereiches von den Windungen grossen Durchmessers zu den eingewundenen Windungen sich die Eigenfrequenz erhöht und zugleich eine starke Dämpfung durch Energieverlust durch Reibung der Übergangsbereiche k bzw. 8 an den sich daran anschliessenden Windungen

5 bzw. 9 stattfindet.

Die Pig. 5 a, b, c zeigen nun für eine erfindungsgeraässe Ventilfeder bei Drehzahlen von η = 4000, 6000, 7200 u/min das Schwingungsverhalten der inneren Schubspannung zwischen jeweils zwei Öffnungen des Ventils.

Wie aus Fig. 5 a zu ersehen, ist schon bei einer Drehzahl von η κ 4000 u/min die Schwingungsamplitude erheblich geringer als bei der bekannten Ventilfeder, deren Schwingungsverhalten in Fig. k a dargestellt ist.

Fig. 5 b zeigt, dass bei einer Drehzahl von η = 6000 U/min sich die Schwingungsamplitude der inneren Schubspannung zwischen zwei Ventilöffnungen sehr schnell auf einen geringen Wert abbaut. Dies führt sogar dazu, dass die bei Venüilöffnung sich einstellende maximale innere Schubspannung TT. _Q bei dieser schon relativ hohen Drehzahl sogar etwas geringer als bei der geringeren Drehzahl ist. T, „ bleibt dabei konstant (siehe den entsprechenden Eintrag in Fig. 5 ^a)·

Fig. 5 ο zeigt, dass auch bei der sehr hohen Drehzahl η = 7200 U/min die Schwingungsamplitude der inneren Schubspannung zwischen zvex Ventilöffnungen sehr schnell abgebaut wird, so dass zum Zeitpunkt der nächsten Ventilöffnung der Restgehalt an Schwingungsenergie, den die Ventilfeder noch aufweist, bereits sehr gering ist, so dass daraus nur eine geringfügige Erhöhung der maximalen inneren S chub spannung TT ._Q und vonT^ folgt« Dies ergibt sich deutlich durch Vergleich der maximalen Schubspannung 7Γ, _o in Fig. 5 ^a für eine Drehzahl von η = 4000 U/min und Fig. 5 c für eine Drehzahl von η = 7200 U/min. Die Erhöhung ist wesentlich geringer als bei der bekannten Ventilfeder nach Fig. k a und 4b.

Die Vorteile der erfindungsgemässen Ventilfeder sind also, dass

a. die Schwingungsamplitude der inneren Schubspannung zwischen zwei Ventilöffnungen erheblich geringer wird;

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b. die Schwingungsamplitude sehr viel rascher abnimmt und somit der Restenergiegehalt der Ventilfeder zum Zeitpunkt des erneuten Öffnen des Ventils sehr viel geringer ist;

o. die Erhöhung der maximalen inneren Schubspannung "J^-I-Qf sowie der Hubspannung~C ^. bei hohen Drehzahlen erheblich reduziert werden kann«

Das bedeutet, wie durch die Fig. 5 ^a bis 5 ^c nachgewiesen, ein erheblich besseres Drehzahlverhalten über einen sehr viel weiteren Drehzahlbereich·

Dieses vorteilhafte Schwingungsverhalten erscheint dadurch, dess eine Dämpfung der Schwingungen der inneren Schubspannung bereits in demjenigen Betriebszustand gegeben ist, in dem das Ventil geschlossen ist, erheblich begünstigt.

Vie aus Fig. 1 zu ersehen und bereits oben erwähnt, sind die Endwindungen 3 bzw. 7 derart eingewunden, dass sie in einer senkrecht zur Federachse liegenden Ebene liegen. Man erreicht dies dadurch, dass die nach innen eingewundenen und zunächst noch eine Steigung aufweisenden Endwindungen in das Innere des Federkörpers von aussen eingedrückt werden, während der aussere Federkörper festgehalten wird.

S cliut ζ anspräche :

741141StI. til

Claims

Schutzansprüche

1. Druckfeder zum Einbau in Motoren, Pumpen ο_Φ dgl., in denen sie in einem ersten Betriebszustand auf ein erstes Ausmass und in einem zweiten Betriebszustand auf ein zweites das erste übersteigende Ausmass zusammengepresst wird, und bei der die Enc'windungen eingewunden sind, dadurch gekennzeichnet, dass die sich zwischen den Endwindungen (3» 7) und den sich daran anschiiessenden jeweils nächsten Windungen (5» 9) ausbildenden Übergangsbereiche (4, 8) in zumindest dem zweiten Betriebszustand an den jeweils Eichstliegenden Windungen (5» 9) über einen gewissen Bereich (10, 11) anliegen.

2. Druckfeder nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Übergangsbereiche (4, 8) bereits im ersten Betriebszustand über den Bereich (10,11) an den ihnen benachbart liegenden Windungen (5» 9) anliegen.

3· Druckfeder nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Eigenfrequenz der Druckfeder (1) zwischen 380 und 500 Hz liegt.

4. Druckfeder nach Anspruch 3» dadurch gekennzeichnet, dass die Eigenfrequenz 450 Hz beträgt.

5. Druckfeder nach Anspruch 1 oder einem der folgenden, da- LL-durch gekennzeichnet, dass die Druckfeder - wie an sich bekannt - symmetrisch ist.

6_t Druckfeder nach Anspruch 1 oder einem der folgenden, dadurch gekennzeichnet, dass die Endwindungen (3» 7) ohne Steigung, d.h. in einer senkrecht zur Federachse verlaufenden Ebene liegend ausgebildet sind.

7. Druckfeder nach Anspruch 1 oder einem der folgenden, dadurch gekennzeichnet, dass der kreisförmige Umschlingungswinkel (<X ) der Endwindungen (3, 7) ca. 200° beträgt.

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