WO2000015976A1 - Massenausgleichssystem mit einer schmierölpumpe für hubkolbenmotoren - Google Patents

Massenausgleichssystem mit einer schmierölpumpe für hubkolbenmotoren Download PDF

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WO2000015976A1
WO2000015976A1 PCT/EP1999/000529 EP9900529W WO0015976A1 WO 2000015976 A1 WO2000015976 A1 WO 2000015976A1 EP 9900529 W EP9900529 W EP 9900529W WO 0015976 A1 WO0015976 A1 WO 0015976A1
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mass
shaft
pump
mass balancing
balancing
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PCT/EP1999/000529
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Inventor
Siegfried A. Eisenmann
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Trochocentric (International) Ag
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C14/00—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines, pumps or pumping installations
    • F04C14/10—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines, pumps or pumping installations characterised by changing the positions of the inlet or outlet openings with respect to the working chamber
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B67/00—Engines characterised by the arrangement of auxiliary apparatus not being otherwise provided for, e.g. the apparatus having different functions; Driving auxiliary apparatus from engines, not otherwise provided for
    • F02B67/04—Engines characterised by the arrangement of auxiliary apparatus not being otherwise provided for, e.g. the apparatus having different functions; Driving auxiliary apparatus from engines, not otherwise provided for of mechanically-driven auxiliary apparatus
    • F02B67/06—Engines characterised by the arrangement of auxiliary apparatus not being otherwise provided for, e.g. the apparatus having different functions; Driving auxiliary apparatus from engines, not otherwise provided for of mechanically-driven auxiliary apparatus driven by means of chains, belts, or like endless members
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F15/00—Suppression of vibrations in systems; Means or arrangements for avoiding or reducing out-of-balance forces, e.g. due to motion
    • F16F15/22—Compensation of inertia forces
    • F16F15/26—Compensation of inertia forces of crankshaft systems using solid masses, other than the ordinary pistons, moving with the system, i.e. masses connected through a kinematic mechanism or gear system
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01M—LUBRICATING OF MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; LUBRICATING INTERNAL COMBUSTION ENGINES; CRANKCASE VENTILATING
    • F01M1/00—Pressure lubrication
    • F01M1/02—Pressure lubrication using lubricating pumps
    • F01M2001/0253—Pressure lubrication using lubricating pumps characterised by the pump driving means
    • F01M2001/0276—Pressure lubrication using lubricating pumps characterised by the pump driving means driven by a balancer shaft

Definitions

  • the invention relates to a mass balancing system with a lubricating oil pump for reciprocating engines.
  • crankshaft speed and crankshaft direction of rotation can generally be easily compensated for by appropriate counterweights on the crankshaft, i.e. through positive first order compensation.
  • mass balancing shafts that rotate at twice the engine speed are required.
  • the eight-cylinder and twelve-cylinder engines are very popular as V-engines, which, when properly designed, have neither first-order forces and moments nor second-order forces and moments. In the best case, six-cylinder V engines still have second order mass moments. As a result of the lightweight design, first-order mass moments are also gaining in importance.
  • the eight-cylinder and twelve-cylinder engines no longer meet the requirements for minimal fuel consumption due to the large frictional forces of the bearings and pistons mentioned at the beginning.
  • the invention has for its object to provide a mass balancing system for a reciprocating piston engine, which allows a particularly compact design of the engine including the necessary engine units.
  • a lubricating oil pump is integrated into a mass balancing system of a reciprocating piston engine with at least one balancing shaft.
  • the pump is integrated in such a way that it is connected to the at least one mass balance shaft in a manner secured against rotation or with a drive shaft for at least one mass balance shaft of the mass balance system in a manner secured against rotation.
  • the pump is thus driven together with a mass balance shaft.
  • the entirety, i.e. the mass balance system with the lubricating oil pump is very space-saving.
  • the engine with its mass balance system including the lubricating oil pump can therefore also be particularly compact.
  • the rotation-proof fastening is carried out by fastening a pump pump wheel on the shaft mentioned.
  • a pump pump wheel on the shaft mentioned.
  • an internal rotor of the pump is preferably secured against rotation on the mass balance shaft or the drive shaft.
  • the non-rotating attachment of the external rotor would, however, also be possible in principle.
  • the mass balancing system with the integrated pump is preferably arranged in an oil sump such that at least a part of the housing of the pump, which preferably also forms the housing for the at least one balancing shaft drive shaft, is at least partially immersed in the oil of the sump.
  • the oil sump can thus be "pulled up" to the mass balance system or even beyond.
  • At least one cavity is formed in the housing of the pump that is sealed off from the surrounding oil and in which a mass balancing body of the mass balancing system rotates.
  • the cavity is in fluid communication with the suction side of the pump. Oil that would otherwise accumulate in the cavity is continuously drawn out of the cavity.
  • the mass balancing body thus rotates in the cavity without splashing in oil, although the housing is at least partially immersed in the oil and the cavity may accordingly be partially or entirely below the oil level. If the mass balancing system has a plurality of mass balancing bodies, then at least those mass balancing bodies, which would otherwise be immersed in oil or immersed in their circulation, preferably circulate in such vacuumed cavities of a housing, preferably of the pump housing.
  • the arrangement of a mass balancing body in a cavity of a housing for a mass balancer shaft, which is sucked off by a lubricating oil pump can also be advantageously implemented in mass balancing systems that do not have a pump arranged according to claim 1, but, for example, a conventionally arranged lubricating oil pump. After all, such a mass balancing system can also be arranged partially or entirely in the oil sump. In such a case, the lubricating oil pump is arranged as close as possible to the mass balancing system, preferably in a common housing, although not on a shaft of the mass balancing system.
  • a mass from the first order common shaft is subsequently referred to as a crankshaft speed and as a second order mass balance shaft a mass balance shaft driven with double crankshaft speed is referred to.
  • the delivery wheel of the pump is connected in a rotationally secured manner to a first order mass balance shaft which is driven in rotation in a direction opposite to the direction of rotation of the crankshaft.
  • the mass balance shaft to which the pump delivery wheel is connected in a rotationally secured manner, is formed by a second order mass balance shaft.
  • the rotational speed of a mass balance shaft which is higher than the crankshaft speed, is thus used to drive the pump, which means that the pump is more compact than a pump driven by the crankshaft speed in accordance with the speed increase.
  • An example of this is a mass balance system consisting of two second order mass balance shafts for a diesel four-cylinder V-engine. The two second order mass balancing waves are used for second order force balancing.
  • Arranging the pump on a shaft of the mass balancing system which is in the rear of the crankshaft in the drive train advantageously creates tension in the entire drive train of the mass balancing system.
  • a smooth running is created by arranging an elastic rotary coupling on that shaft of the mass balancing system that receives its drive directly from the crankshaft, ie on the input shaft of the mass balancing system. In this way, irregularities in the run of the crankshaft are dampened.
  • the running of the shafts of the mass balancing system becomes even quieter.
  • the arrangement of an elastic rotary coupling described is also advantageous in general in the case of mass balancing systems, in particular without integrating a lubricating oil pump according to claim 1.
  • the delivery wheel of the pump is not seated directly on a balancing shaft, but on a drive shaft from which one or more balancing shafts are driven.
  • This drive shaft is not the crankshaft, but preferably a shaft that is driven directly by the crankshaft or by a mass balance shaft that is directly driven by the crankshaft.
  • the speed of the drive shaft can be freely selected and thus optimally adapted to a desired delivery characteristic of the pump, for example the drive shaft can be driven at a speed that lies between the single and double speed of the crankshaft.
  • the mass balancing system is driven directly from a crankshaft onto a second-order mass balancing shaft, and the further components of the mass balancing system are driven in the towing of this mass balancing shaft.
  • a pump shaft can be driven via a gear transmission by the directly driven mass balance shaft of the second order, such that the pump shaft has a direction of rotation opposite to the directly driven mass balance shaft.
  • mass compensation bodies are arranged on the pump shaft to compensate for a negative proportion of the first order mass moments.
  • Two counter-rotating mass balancing waves of the second order can be provided, which are torque balancing waves on which additional mass balancing bodies are arranged for a second-order force balancing.
  • Slip-free transmission links in particular gearwheels and chains, preferably serve as transmission links in the drive train from the crankshaft to the rearmost shaft of the mass balancing system, the latter also being able to be replaced by toothed belts which ensure practically backlash-free transmission.
  • the pump can be designed in the manner of conventional pumps. However, a pump is preferred which is adjustable in its specific delivery rate.
  • the pump is particularly preferably infinitely variable. It is preferably formed by a gerotor pump, particularly preferably by an inner gerotor pump. Pumps preferred for the purposes of the invention are described in EP 0 846 861 A1. Regulated external gear pumps are also suitable; also regulated vane pumps.
  • the use of a regulated pump has the advantage that the curve of the pump speed-dependent delivery rate of the pump flattens with increasing pump speed from a constructively predetermined or adjustable limit speed. Due to the high pump speed, the delivery rate initially rises steeply as desired and begins to flatten depending on the pump setting.
  • the characteristic of the regulated pump is adapted or adaptable to the actual need of the engine, in particular the need for engine oil.
  • the combination of the aforementioned second embodiment of the translated engine speed and the controlled pump brings the advantages of a comparatively small pump size with a delivery characteristic that is simultaneously adapted to the needs of the engine and an associated power saving.
  • a radial bearing, constant force or at least a good approximation of constant force can be applied to a rotary bearing of the balancing shaft by the pump.
  • This pump force is superimposed on the force, which also acts radially on the balancing shaft, but is rotating, of a mass balancing body arranged eccentrically on the balancing shaft.
  • the circumferential eccentricity of the compensating body would otherwise lead to the fact that the narrowest point of the bearing gap between the mass balancing shaft and the rotary bearing would revolve with every revolution.
  • the simultaneous arrangement of the pump on the balancing shaft stabilizes the position of the narrowest point of the bearing gap and thus the bearing itself.
  • the pump feed wheel seated on the shaft and the compensating body are preferably arranged on the other side of the rotary bearing.
  • the invention can be used in reciprocating engines from land, air and water experiences.
  • a particularly preferred use is that for a motor vehicle engine, in particular for an engine of a passenger car.
  • FIG. 1 variants (a) to (j) of mass balancing systems with lubricating oil pumps
  • Figure 2 shows a mass balance system according to a first embodiment in one
  • FIG. 4 a mass balance shaft of FIG. 2 directly driven by the crankshaft, FIG. 5 in a longitudinal section, FIG. 5 a mass balance system according to a second exemplary embodiment in a cross section, FIG. 6 the mass balance system of FIG. 5 in a longitudinal section,
  • FIG. 7 in a crankshaft on a driven drive shaft
  • FIG. 8 shows a balancing shaft of the first order of the mass balancing system
  • Figure 9 shows a mass balance system according to a third embodiment in a cross section and Figure 10 shows the mass balance system of Figure 9 in a longitudinal section.
  • Figure 1 shows mass balancing systems in variants (a) to (j).
  • the respective mass balancing system comprises a first order mass balancing wave and two second order mass balancing waves.
  • Variants (f) and (g) do not have a first order mass balance wave.
  • a lubricating oil pump is connected to shaft 3 to prevent rotation.
  • the shaft 3 is a pump shaft and drive shaft for the mass balance shafts 2 or one of these shafts, but it is not itself a mass balance shaft.
  • Variants (h) and (i) each have two first order mass balance waves 1.
  • the shaft 3 of the variant (h) is a pure drive shaft, ie it is not a mass balance shaft and also not a pump shaft.
  • variant (i) there is also a second order mass balance shaft 2.
  • the mass balance wave second order 2 of variant (i) runs in a hollow shaft which serves as a drive shaft for two first order mass balance shafts 1.
  • the mass balancing system of variant Q has two mass balancing waves of second order 2, but no further waves.
  • the drive of the mass balancing system is drawn in by a crankshaft 4 of a reciprocating piston engine. Shown as circles in FIG. 1 are the drive and driven wheels which are fastened in a rotationally secure manner directly on the shafts 1 to 4, each in the form of gear wheels which mesh directly with one another. Alternatively, slip-free transmission links formed by chains or toothed belts without an intermediate link form the drive connection between such an output and drive wheel.
  • the arrows indicating the direction of rotation of the shafts apply to both the drive and driven wheels and the shafts themselves.
  • the second order mass balance shaft 2 is formed by an inner shaft of a hollow shaft. The direction of rotation arrow shown applies to the second order mass balance shaft 2.
  • the drive from the crankshaft 4 takes place by means of a slip-free transmission link 6 formed by a chain directly to a second order mass balance shaft 2.
  • a slip-free transmission link 6 formed by a chain directly to a second order mass balance shaft 2.
  • an output sprocket 5 secured against rotation on the crankshaft 4 by means of a single transmission link, namely the chain 6 is driven without an intermediate link to a drive sprocket 7 which is arranged on the mass balance shaft 2 in a manner secured against rotation.
  • a spur gear is secured against rotation as the driven gear 8.
  • the driven gear 8 meshes with a counter gear 9, which is arranged on a mass balance shaft of the first order 1 and secured against rotation and whose drive wheel is.
  • On the first order mass balancing shaft 1 there is further arranged an output gear 10 secured against rotation, from which a drive wheel 12 is driven directly by means of a chain 11 onto a second order 2 arranged on the second balancing shaft.
  • the drive thus takes place from the crankshaft 4 directly to the first mass balance shaft of the second order 2, from there directly by means of a spur gear pair 8 and 9 to the mass balance shaft first order 1 and from there in turn directly by means of the chain 11 to the second mass balance shaft of second order 2.
  • the respective gear ratios are selected so that the mass balance shaft 1 of the first order is driven exactly at the crankshaft speed and the two mass balance shafts 2 are driven exactly at double the crankshaft speed. Because of the drive described above, the one mass balance shaft 2 is rotated in the direction of rotation and the mass balance shaft 1 and and the other mass balance shaft 2 are rotated counter to the direction of rotation of the crankshaft 4.
  • a lubricating oil pump more precisely a delivery wheel of a lubricating oil pump, is secured against rotation directly on the first order mass balance shaft 1 of variant (a).
  • the pump will be described with reference to Figures 2-4.
  • Variants (b) to (e) relate to modifications to variant (a).
  • the drive from a shaft to the shaft downstream in the drive train takes place either directly by means of a slip-free transmission link, in particular a chain, or by means of a pair of intermeshing spur gears.
  • the sequence of the respective transmission elements selects the directions of rotation of the mass balance shafts in accordance with the mass balance optimally adapted to the respective reciprocating engine type.
  • the lubricating oil pump described in more detail below and its arrangement on the first order mass balance shaft 1 can be designed as in the case of variant (a).
  • a lubricating oil pump can also be arranged in a corresponding arrangement on a second-order balancing shaft 2 to prevent it from rotating.
  • variants (f) and (g) Another advantageous embodiment of the mass balancing system is formed by variants (f) and (g).
  • the lubricating oil pump is arranged against rotation on a pump shaft, which, however, does not serve as a mass balance shaft, but rather as a drive shaft 3 in the drive train of the mass balance shafts.
  • the mass balancing systems in variants (f) and (g) are formed by two second-order mass balancing shafts 2 and one drive shaft 3.
  • both balancing shafts 2 are driven by the drive shaft 3 driven in tow.
  • a meshing spur gear pair drives the crankshaft 4 directly onto the mass balance shaft 2, which drives directly onto the drive shaft 3 by means of a further meshing spur gear, from which in turn the further mass balance shaft 2 is driven directly by means of a meshing spur gear pair becomes.
  • the drive shafts 3 of the variants (f) and (g) serve simultaneously as pump shafts, ie a lubricating oil pump or a delivery wheel of such a lubricating oil pump is secured against rotation.
  • the arrangement of the lubricating oil pump on such a drive shaft 3 can be carried out in the same way as will be described below with the aid of examples.
  • the mass balancing system of variant (h) consists of two first order mass balancing shafts 1 which rotate counter to the direction of rotation of the crankshaft and a drive shaft 3 from which the two mass balancing shafts 1 are driven in towing.
  • a lubricating oil pump is arranged on one of the mass balance shafts 1.
  • the mass balancing system has two first order 1 mass balancer shafts which are driven counter to the direction of rotation of the crankshaft and a second second order mass balancer shaft which also rotates counter to the crankshaft 4.
  • the variant (h) is shown in FIGS. 5 to 8 and the variant (i) is shown in FIGS. 9 and 10.
  • a drive shaft 3 is present in the drive train of the mass balancing system, which itself is not a mass balancer shaft, ie does not carry a mass balancer, as in variants (f) to (i), such a drive shaft 3 can be driven at a speed that is not an integral multiple is the speed of the crankshaft.
  • a pump is arranged on the drive shaft 3, the speed of the drive shaft 3 can be selected in an optimally adapted manner to the required pump characteristics.
  • the step-up or step-down ratio for the drive on the drive shaft 3 and the output from the drive shaft 3 can also be selected to suit the space available at the installation site. However, it must be ensured that the mass balance shafts are driven at the speed required for the balance.
  • the mass balancing system of variant Q has no further wave besides the two second order mass balancing waves 2.
  • the shafts 2 serve to balance the forces of the second order and rotate in opposite directions of rotation.
  • One of the two balancing shafts 2 is driven directly by the crankshaft 4 of the engine by means of the chain 6 in the same direction at twice the crankshaft speed.
  • the driven wheel 8 of this balancer shaft 2 meshes with the drive wheel 12 of the second balancer shaft of the second order 2, which is accordingly driven at the same speed but in the opposite direction.
  • the pump is preferably secured against rotation on the second second-order mass balance shaft 2, which is towed by the first second-order mass balance shaft 2.
  • the entire drive train from the crankshaft 4 to the pump is braced as a result of the drag torque to be applied to drive the pump. Flank changes during accelerations or decelerations of the crankshaft 4 do not take place in the drive train.
  • the variants (b) and (f) to (i), in which the first order mass balancing shafts and the second order mass balancing waves 2 each have the same direction of rotation, have the advantage that the lengths of the individual balancing shafts 1 and 2 compared to each other due to this similarity a single mass balance wave can be significantly shortened.
  • Figure 2 shows the mass balancing system of variant (a) in a cross section.
  • the three mass balancing shafts 1 and 2 are arranged in an oil pan 19 in a pump housing 21 of a lubricating oil pump 10 below a crankshaft 4 of the reciprocating piston engine.
  • the housing of the mass balance system in the exemplary embodiment the pump housing 21, and thus the bearings of the mass balance shafts 1 and 2, is rigidly attached to a housing G of the crankshaft 4.
  • the mass balance system is at least partially immersed in oil in the oil pan 19.
  • FIG. 3 shows a longitudinal section of the mass balancing shaft 1 from FIG. 2.
  • a balancing body M1 is attached to the mass balancing shaft 1 in an eccentric position with respect to the axis of rotation of the mass balancing shaft 1.
  • Another compensation body Ml is spaced in the longitudinal direction of the mass balance shaft 1 in a correspondingly eccentric position. Moments of first order are compensated for by the at least two compensating bodies M1 arranged in this way.
  • a delivery wheel 22 of the lubricating oil pump 20 designed as an internal gear pump is secured against rotation.
  • the anti-rotation device is made using a split pin.
  • the feed wheel 22 is the inner rotor of the pump 10 and interacts in a manner known per se with a further pump feed wheel 23 designed as an outer rotor, so that motor lubricating oil is sucked out of the oil pan 19 from an inlet and a low-pressure chamber or suction chamber 24 connected to it, in between the
  • the two feed wheels 22 and 23 formed feed cells are compressed and conveyed into a high pressure chamber 25 and finally through an outlet connected to the motor.
  • the mode of operation of the pump 10 can best be seen from the overview of FIGS. 2 and 3.
  • An adjustment gear is provided for automatic reduction of the pump delivery rate.
  • the adjusting mechanism is formed by an adjusting ring 26 with an external toothing and a housing part 21c of the pump housing 21, which for this purpose is provided with an internal toothing which meshes with the external toothing of the adjusting ring 26.
  • the adjusting ring 26 forms a radial sliding bearing for the outer rotor 23.
  • the pump housing 21 composed of housing parts 21a to 21d not only forms the housing for the pump 20 as such, but at the same time also the rotary bearing for the mass balance shaft 1.
  • Two rotary bearings 27 and 28 of the pump 20 designed as radial slide bearings form the rotary bearing for the shaft 1 due to the attachment of the feed wheel 22 on the mass balance shaft 1 seen the feed wheels 22, 23 directly behind the pivot bearings 27 and 28, the compensating body Ml are attached to the mass balance shaft 1.
  • the feed wheel 22 is arranged in the immediate vicinity of the bearings 27 and 28.
  • a pump force exerted by the pump 20 on the mass balancing shaft 1 in the radial direction is superimposed on the force, which also acts in the radial direction but is rotating, as a result of the eccentrically mounted two balancing bodies M1.
  • This overlay ensures that the narrowest point in the bearing gaps of bearings 27 and 28 are stationary in good approximation. They change their direction only slowly due to the adjustment of the pump eccentricity and in comparison to the speed of the mass balance shaft 1.
  • the arrangement of the pump 20 directly on the balancing shaft 1 therefore additionally ensures a stabilization of the bearing of the balancing shaft 1.
  • the mass balancing system accommodated in the housing 21 with the three balancing shafts 1 and 2 and the integrated pump 20 is for the most part immersed in oil under the crankshaft 4.
  • the housing 21 is sealed against the surrounding oil.
  • spaces sealed against the oil of the oil pan 19 are formed, in which the mass balancing bodies M1 of the mass balancing shaft 1 and mass balancing bodies M2 of the two second-order mass balancing shafts revolve.
  • the spaces for the mass balancing bodies M1 of the mass balancing shaft 1 are provided with the reference symbol 30 in FIG.
  • the spaces for the mass balancing bodies M2 of the second-order mass balancing shaft 2 on the right in FIG. 2 are also identified in FIG. 4 with the reference symbol 30.
  • the spaces 30 of the housing 21 in which the mass balancing bodies M1 and M2 circulate are with the suction space 24 and thus with the suction side of the pump 20 connected.
  • the space 30 immersed deepest in the oil is connected to the suction side of the pump 20 by means of a fluid connection 31, formed by a narrow through-channel in the housing part 21c.
  • the fluid connection 31 opens into the space 30 at a point which is located sufficiently deep in the space 30 in order to keep an oil level within the space 30 below the level of the revolving mass-balancing body M1. Room 30 communicates with the atmosphere.
  • the drive wheel 9 for the mass balancing shaft 1 and the driven wheel 10 for the mass balancing shaft 2 arranged downstream in the drive train of the mass balancing system are arranged.
  • the output takes place by means of the chain 11.
  • the drive wheel 9 has an eccentric mass distribution with respect to the axis of rotation of the mass balance shaft 1 and thus simultaneously forms the mass balance body Ml.
  • the mouth of the fluid connection 31 into the space 30 now lies on the other hand so high in the cavity 30 that at the deepest point of the space 30 residual oil remains that the drive wheel 9 and the driven wheel 10 just with their tooth tips, and thus also the chain 11, immerse in the oil and thereby get their lubrication.
  • the part of the two wheels 9 and 10, on the other hand, which is large across the circumferential direction, in particular the part of the drive wheel 9, which forms the mass balancing body M1 runs freely in the space 30.
  • the spaces 30 for the further mass balancing bodies M1 and M2 of the mass balancing system are connected to the lowest-lying space 30 in such a way that the mass balancing bodies M1 and M2 arranged there also circulate without panicking.
  • the two middle housing parts 21b and 21c form the aforementioned pivot bearings 27 and 28 for the mass balance shaft 1 and also the pivot bearings for the two further mass balance shafts 2.
  • the two outer housing parts 21a and 21d are fluid-tight on the two middle housing parts 21b and 21c flanged housing cover.
  • the mass balance shafts 1 and 2 project through the two middle housing parts 21b and 21c on both sides.
  • a special feature of the mass balancing system is that the input shaft of the mass balancing system is driven by the crankshaft 4 via a torsionally flexible coupling 40.
  • the second-order mass balancing shaft 2 on the right in FIG. 2 forms the input shaft.
  • the torsionally flexible coupling 40 of this input shaft is shown in Figure 4.
  • the coupling 40 comprises a coupling ring 41 made of an elastic material.
  • the coupling ring 41 surrounds two inner sleeves 42 and 43 arranged axially one behind the other, between which an annular gap remains, which is bridged by the elastic coupling ring 41.
  • the coupling ring 41 is surrounded by a one-piece outer sleeve 44.
  • the sleeves 42, 43 and 44 and the coupling ring 41 arranged therebetween are firmly connected to one another by vulcanization, with none of the sleeves 42 to 44 being directly connected to one of the other sleeves, but only via the coupling ring 41 is.
  • the mass balance shaft 2 is divided in two in the axial direction.
  • the two axial sections 2a and 2b of the mass balance shaft 2 are connected to one another only by means of the torsionally flexible coupling 40, in that the inner sleeve 42 on the shaft piece 2a and the inner sleeve 43 on the shaft piece 2b are secured against rotation and displacement. This creates an elastically twistable coupling.
  • the drive from the crankshaft takes place on the shaft section 2a and via the torsionally flexible coupling 40 on the shaft section 2b.
  • the output takes place directly on the meshing drive wheel 9 of the mass balance shaft 1.
  • FIGS. 5 to 8 show the mass balancing system with an integrated lubricating oil pump of variant (h).
  • the mass balance system is designed for a six-cylinder V-engine for first-order torque compensation.
  • FIG. 6 shows the integration of the entire mass balancing system together with the pump 20 in a single housing 21, again formed by four housing parts 21a to 21d.
  • the pump of the exemplary embodiment in FIGS. 2 to 4 is used as the lubricating oil pump 20.
  • the pump 20 is seated on one of the two first order mass balance shafts 1 of the mass balance system.
  • the mass balancing system is driven directly from the crankshaft by means of a chain 13 to a drive wheel 14 which is seated on a drive shaft 3, which is also mounted in the housing 21 and is enclosed by the housing 21.
  • the drive shaft 3 is driven onto the two balancing shafts 1 by means of the driven wheel 15 and via the two drive wheels 9 and 16 which are in meshing face-to-face engagement therewith.
  • the two mass balancing shafts 1 rotate in the same direction at the crankshaft speed against the direction of rotation of the crankshaft.
  • FIGS. 5 to 8 the components that are functionally identical to the exemplary embodiment in FIGS. 2 to 4 are provided with the same reference numerals. For the function of these components, reference is made to the description there.
  • the spaces 30 in which the mass balancing bodies M1 circulate are suctioned off and are thus kept oil-free as far as is necessary to prevent the mass balancing bodies M1 from splashing.
  • FIG. 8 shows the fluid connection 31 between the space 30 with the bottom located in the oil sump and the suction space 24 of the pump 20.
  • the position of the mouth of the fluid connection 31 in the space 30 is as in the exemplary embodiment in FIGS. 2 to 4.
  • the elastic rotary coupling 40 is not formed by an axial coupling, but by a radial coupling.
  • the components which are elastically coupled to one another for damping purposes are the one-piece drive shaft 3 and a drive sleeve 45.
  • the drive sleeve 45 surrounds one Shaft journal of the drive shaft 3 is concentric and is connected to the shaft 3 in a rotationally secure manner via an elastic coupling ring 41, as can be seen in FIGS. 6 and 7.
  • the drive sleeve 45 forms at the same time the drive wheel 14 for the drive shaft 3.
  • the elastic coupling ring 41 is connected on its outer casing to the drive sleeve 45 and its inner casing with a one-piece inner sleeve 42, which is secured against rotation and displacement on the drive shaft 3.
  • the coupling ring 41, the inner sleeve 42 and the drive sleeve 45 are firmly connected to one another by vulcanization.
  • a guide ring 46 which guides the drive sleeve 45 firmly on the inner sleeve 42 and thus on the drive shaft 3, but permits a slight relative rotation between the drive sleeve 45 and the inner sleeve 42.
  • Variant (i) of FIG. 1 is shown as a third exemplary embodiment in FIGS. 9 and 10.
  • the mass balancing system of FIGS. 9 and 10 has been modified from that of FIGS. 5 to 8, so that only differences in this regard are to be pointed out.
  • the mass balancing system is immersed in an oil sump and the spaces 30 for the mass balancing bodies are sucked off by the lubricating oil pump 20.
  • the mass balancing system of FIGS. 9 and 10 has a second-order mass balancing wave 2 for the two first-order balancing waves 1. All three mass balancing shafts 1 and 2 of the mass balancing system rotate counter to the direction of rotation of the crankshaft from which they are driven and whose moments they balance.
  • the second order mass balance shaft 2 takes the place of the drive shaft 3 of the previous embodiment in the embodiment 21 in FIGS is.
  • the hollow shaft 3 forms the input shaft for the mass balancing system. It is directly from the crankshaft by means of the chain 13 with one opposite Crankshaft speed increased rotational speed driven. Your driven gear is again in a meshing forehead engagement to the drive wheels of the two balancing shafts first order 1, which are driven by crankshaft speed.
  • the gear ratios for the drive from the crankshaft to the shaft 3 and the drive from the shaft 3 to the two balancing shafts 1 of the exemplary embodiments according to FIGS. 5 to 10 are adapted to the restricted space at the location of the mass balancing system.
  • the overall transmission ratio from the crankshaft to the mass balance shafts 1 is 1: 1.
  • the drive wheel 7 is fastened on the mass balance shaft 2, that by means of the chain 18 in a ratio of 1: 2 from one of the.
  • First order mass balance shafts 1 is driven.
  • the mass balance shaft 2 is driven at twice the crankshaft speed and counter to the direction of rotation of the crankshaft.
  • a mass compensation body M2 is attached to each of the two ends of the mass balance shaft 2 protruding from the hollow shaft 3.
  • All mass balancing bodies M1 and M2 of the third exemplary embodiment circulate in spaces 30 of the housing 21, which are in fluid communication with the suction side of the pump 20 and are thus continuously sucked off by the pump 20 in order to prevent the mass balancing bodies M1 and M2 from panicking.

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Abstract

Massenausgleichssystem mit einer Schmierölpumpe für Hubkolbenmotoren, bei dem ein Gehäuse (21) der Schmierölpumpe (20) steif mit einem Kurbelwellengehäuse des Motors verbunden ist und ein Föderrad (22) der Pumpe (20) verdrehgesichert mit einer Massenausgleichswelle (1, 2) oder einer Antriebswelle (3) für eine Massenausgleichswelle (1, 2) verbunden ist.

Description

Massenausgleichssystem mit einer Schmierölpumpe für Hubkolbenmotoren
Die Erfindung betrifft ein Massenausgleichssystem mit einer Schmierölpumpe für Hubkolbenmotoren.
Entsprechend den Forderungen nach mehr Schwingungsfreiheit und mehr Laufruhe zusammen mit den Ansprüchen an optimierte Wirtschaftlichkeit und Reduktion der Schadstoffemission müssen Verbrennungsmotoren für Kraftfahrzeuge, insbesondere für Personenkraftwagen, extrem kompakt konstruiert werden. Speziell bei Hubkolbenmotoren benötigen V-Motoren in der Regel weniger Kurbelwellenlager als Reihenmotoren. Aber auch bei den Reihenmotoren zeichnet sich die Tendenz ab, die Zylinderzahl zu reduzieren, um die Lager- und Kolbenreibung und den Wärmeverlust an das Kühlwasser und an die Umgebungsluft zu reduzieren. Je kompakter die Brennräume der Zylinder sind, umso kleiner ist zusätzlich der Brennstoffverbrauch.
Insbesondere beim Dreizylinder-Reihenmotor, aber auch beim Vierzylinder-, Sechszylinder- und Zehnzylinder-V-Motor, hat der Konstrukteur Probleme mit dem Ausgleich der freien Massenkräfte und -momente des Kurbeltriebs. Neuere Forderungen laufen darauf hinaus, dass nicht nur die freien Kräfte und Momente der ersten Ordnung, also diejenigen, die mit Motordrehzahl um- oder hin und herlaufen, ausgeglichen werden müssen, sondern auch die freien Kräfte und Momente zweiter Ordnung, die die doppelte Kurbelwellenfrequenz aufweisen. Erschwert wird die Problemlösung dieser Massenausgleichsforderung konstruktiv dadurch, dass ein konstanter Zündabstand vorteilhaft ist für gleichmäßige Gaskraftwirkungen, damit die Torsionsschwingungen an der Kurbelwelle minimalisiert werden.
Die mit Kurbelwellendrehzahl und Kurbelwellendrehrichtung umlaufenden freien Kräfte und Momente können in der Regel problemlos durch entsprechende Gegengewichte auf der Kurbelwelle ausgeglichen werden, d.h. durch positiven Ausgleich erster Ordnung.
Liegen jedoch freie Kräfte und Momente mit Motordrehzahl vor, die entgegengesetzt umlaufen, ist eine Ausgleichswelle erforderlich, die mit negativer Motordrehzahl umläuft, d.h. ein negativer Ausgleich erster Ordnung. Ein solcher Motor ist beispielsweise von der Fa. Ford Ende der 50er und Anfang der 60er Jahre erfolgreich gebaut worden, als Vierzylinder- V-Motor.
Sind signifikannte Massenkräfte und/oder Massenmomente zweiter Ordnung vorhanden, die ausgeglichen werden sollen, dann sind Massenausgleichswellen erforderlich, die mit doppelter Motordrehzahl umlaufen.
Aus dieser Sachlage heraus ist es verständlich, dass als V-Motoren die Achtzylinder- und die Zwölfzylindermotoren sehr beliebt sind, die bei richtiger Auslegung weder Kräfte und Momente erster Ordnung noch Kräfte und Momente zweiter Ordnung aufweisen. Bei Sechszylinder- V-Motoren verbleiben jedoch im besten Falle noch Massenmomente zweiter Ordnung. Infolge der Leichtbauweise gewinnen hier auch Massenmomente erster Ordnung an Bedeutung Die Achtzylinder- und die Zwölfzylindermotoren entsprechen andererseits nicht mehr den Forderungen nach einem minimalen Kraftstoffverbrauch wegen der eingangs erwähnten großen Reibleistungen der Lager und Kolben.
Systeme mit Massenausgleichswellen müssen aus konstruktiven und wertanalytischen Gründen unterhalb des Kurbelgehäuses und im Bereich des Ölraums untergebracht werden. Außerdem müssen sie sehr stark und steif mit dem Kurbelgehäuse vereinigt oder daran befestigt, beispielsweise verschraubt, werden. Ein damit verbundenes Problem besteht darin, dass die Unwuchtmassen der Ausgleichswellen im Ölraum wie Schaumschläger wirken, die das von den Haupt- und Pleuellager abspritzende Öl vernebeln. Sie dürfen keinesfalls unter dem Ölspiegel der Ölwanne angebracht werden wegen der dort auftretenden Panschleistung. Der Konstrukteur hat somit sehr wenig Platz für die Unterbringung der Ausgleichs wellen. Sollen sogar, wie es in vielen Fällen wünschenswert wäre, Ausgleichswellen erster Ordnung und zweiter Ordnung vorgesehen werden, steht er vor nahezu unlösbaren Platzproblemen angesichts der Kompaktheit heutiger Motorkonstruktionen.
Das ist neben wertanalytischen Gesichtspunkten mit ein Grund dafür, dass noch kein PkW-V-Motor mit der Kombination des Ausgleichs erster und zweiter Ordnung gebaut wurde. Aber auch bei einem Dreizylinder-Reihenmotor, der bekanntlich wohl in Zukunft der Motor mit dem kleinsten Kraftstoffverbrauch sein wird, wäre eine solche Kombination mit Ausgleich erster Ordnung und zweiter Ordnung sehr vorteilhaft.
Die Erfindung stellt sich die Aufgabe, ein Massenausgleichssystem für einen Hubkolbenmotor zu schaffen, das eine besonders kompakte Bauweise des Motors einschließlich erforderlicher Motoraggregate erlaubt.
Diese Aufgabe wird durch den Gegenstand von Anspruch 1 gelöst.
Nach der Erfindung wird in ein Massenausgleichssystem eines Hubkolbenmotors mit wenigstens einer Massenausgleichswelle eine Schmierölpumpe integriert. Die Integration der Pumpe erfolgt derart, dass sie verdrehgesichert mit der wenigstens einen Massenausgleichswelle oder verdrehgesichert mit einer Antriebswelle für wenigstens eine Massenausgleichswelle des Massenausgleichssystems verbunden ist. Die Pumpe wird somit zusammen mit einer Massenausgleichswelle angetrieben. Die Gesamtheit, d.h. das Massenausgleichssystem mit der Schmierölpumpe, baut sehr platzsparend. Der Motor mit seinem Massenausgleichssystem einschließlich der Schmierölpumpe kann daher ebenfalls besonders kompakt sein.
Die verdrehsichere Befestigung erfolgt durch die Befestigung eines Förderrads der Pumpe auf der genannten Welle. Ist die Pumpe beispielsweise als Innenzahnradpumpe ausgeführt, so wird vorzugsweise ein Innenläufer der Pumpe verdrehsicher auf der Massenausgleichswelle oder der Antriebswelle befestigt. Die verdrehsichere Befestigung des Außenläufers wäre jedoch grundsätzlich ebenfalls möglich.
Bevorzugterweise wird das Massenausgleichssystem mit der integrierten Pumpe in einem Ölsumpf angeordnet, derart, dass zumindest ein Teil des Gehäuses der Pumpe, das vorzugsweise auch das Gehäuse für die wenigstens eine Massenausgleichswelle Antriebswelle bildet, zumindest teilweise in den Öl des Sumpfs eingetaucht ist. Der Ölsumpf kann somit bis zum Massenausgleichssystem oder sogar darüberhinaus "hochgezogen" werden.
Besonders bevorzugt wird in dem Gehäuse der Pumpe wenigstens ein gegenüber dem umgebenden Öl abgedichteter Hohlraum gebildet, in dem ein Massenausgleichskörper des Massenausgleichssystems umläuft. Der Hohlraum steht mit der Saugseite der Pumpe in Fluidverbindung. Dabei wird Öl, das sich andernfalls in dem Hohlraum sammeln würde, ständig aus dem Hohlraum abgesogen. Der Massenausgleichskörper läuft in dem Hohlraum somit um, ohne in Öl zu panschen, obgleich das Gehäuse zumindest teilweise im Öl eingetaucht angeordnet ist und der Hohlraum dementsprechend teilweise oder auch gänzlich unterhalb des Ölspiegels angeordnet sein kann. Weist das Massenausgleichssystem mehrere Massenausgleichskörper auf, so laufen vorzugsweise zumindest diejenigen Massenausgleichskörper in solchen abgesaugten Hohlräumen eines Gehäuses, vorzugsweise des Pumpengehäuses, um, die sonst in Öl eingetaucht wären oder bei ihrem Umlauf eintauchen würden. Die Anordnung eines Massenausgleichskörpers in einem durch eine Schmierölpumpe abgesaugten Hohlraum eines Gehäuses für eine Massenausgleichswelle kann mit Vorteil auch bei Massenausgleichssystemen realisiert werden, die eine gemäß Anspruch 1 angeordnete Pumpe nicht aufweisen, sondern beispielsweise eine herkömmlich angeordnete Schmierölpumpe. Immerhin kann solch ein Massenausgleichssystem ebenfalls teilweise oder ganz im Ölsumpf angeordnet werden. Die Schmierölpumpe ist in solch einem Fall in möglichst enger räumlicher Nähe zum Massenausgleichssystem angeordnet, vorzugsweise in einem gemeinsamen Gehäuse, wenn auch nicht auf einer Welle des Massenausgleichssystems . Als Mas sen aus gleichswelle erster Ordnung wird n achfolgend eine mit Kurbelwellendrehzahl und als Massenausgleichswelle zweiter Ordnung wird eine mit doppelter Kurbelwellendrehzahl angetriebene Massenausgleichs welle bezeichnet.
In einer bevorzugten ersten Ausführungsform ist das Förderrad der Pumpe verdrehgesichert mit einer Massenausgleichswelle erster Ordnung verbunden, die mit einer zur Kurbelwellendrehrichtung entgegengesetzten Drehrichtung drehangetrieben wird.
In einer bevorzugten zweiten Ausführungsform wird die Massenausgleichswelle, mit der das Förderrad der Pumpe verdrehgesichert verbunden ist, durch eine Massenausgleichswelle zweiter Ordnung gebildet. Es wird somit die gegenüber der Kurbelwellendrehzahl erhöhte Drehgeschwindigkeit einer Massenausgleichswelle für den Antrieb der Pumpe genutzt, wodurch die Pumpe entsprechend der Drehzahlerhöhung kompakter als eine mit Kurbelwellendrehzahl angetriebene Pumpe baut. Ein Beispiel hierfür ist ein Massenausgleichssystem bestehend aus zwei Massenausgleichswellen zweiter Ordnung für einen Diesel Vierzylinder V-Motor. Die beiden Massenausgleichswellen zweiter Ordnung dienen hier einem Kräfteausgleich zweiter Ordnung.
Durch eine Anordnung der Pumpe auf einer in dem Antriebsstrang von der Kurbelwelle hintersten Welle des Massenausgleichssystems wird vorteilhafterweise eine Verspannung im gesamten Antriebsstrang des Massenausgleichssystems geschaffen.
In einer bevorzugten Ausführung wird ein ruhiger Lauf durch Anordnung einer elastischen Drehkupplung auf vorzugsweise derjenigen Welle des Massenausgleichssystems geschaffen, die ihren Antrieb unmittelbar von der Kurbelwelle erhält, d.h. auf der Eingangswelle des Massenausgleichssystems. So werden bereits Ungleichmäßigkeiten im Lauf der Kurbelwelle gedämpft. In Verbindung mit der vorgenannten Verspannung des Antriebsstrangs durch Anordnung der Pumpe auf der hintersten Welle des Massenausgleichssystems wird der Lauf der Wellen des Massenausgleichssystems noch ruhiger. Die beschriebene Anordnung einer elastischen Drehkupplung ist bei Massenausgleichssystemen auch generell, insbesondere ohne Integration einer Schmierölpumpe gemäß Anspruch 1, vorteilhaft. In einer bevorzugten dritten Ausführungsform sitzt das Förderrad der Pumpe nicht unmittelbar auf einer Massenausgleichswelle, sondern auf einer Antriebswelle, von der aus eine oder mehrere Massenausgleichswellen angetrieben werden. Diese Antriebswelle ist nicht die Kurbelwelle, sondern vorzugsweise eine Welle, die unmittelbar von der Kurbelwelle oder einer von der Kurbelwelle unmittelbar angetriebenen Massenausgleichswelle angetrieben wird. Die Drehzahl der Antriebswelle kann frei gewählt und damit einer gewünschten Fördercharakteristik der Pumpe optimal angepasst sein, beispielsweise kann die Antriebswelle mit einer Drehzahl angetrieben werden, die zwischen der einfachen und doppelten Drehzahl der Kurbelwelle liegt.
In bevorzugten Ausführungsbeispielen erfolgt der Antrieb des Massenausgleichssystem von einer Kurbelwelle unmittelbar auf eine Massenausgleichswelle zweiter Ordnung, und die weiteren Komponenten des Massenausgleichssystems werden im Schlepp dieser Massenausgleichswelle angetrieben. Eine Pumpenwelle kann dabei über ein Zahnradgetriebe von der unmittelbar angetriebenen Massenausgleichswelle zweiter Ordnung angetrieben werden, derart, dass die Pumpenwelle einen der unmittelbar angetriebenen Massenausgleichswelle entgegengesetzten Drehsinn aufweist. Auf der Pumpenwelle sind in bevorzugten Ausführungsbeispielen Massenausgleichskörper zum Ausgleich eines negativen Anteils der Massenmomente erster Ordnung angeordnet. Es können zwei gegenläufige Massenausgleichswellen zweiter Ordnung vorgesehen sein, die Momentenausgleichswellen sind, auf denen zusätzliche Massenausgleichskörper für einen Kräfteausgleich zweiter Ordnung angeordnet sind.
Als Übertragungsglieder im Antriebsstrang von der Kurbelwelle bis zur hintersten Welle des Massenausgleichssystems dienen vorzugsweise schlupffreie Übertragungsglieder, insbesondere Zahnräder und Ketten, wobei letztere auch durch Zahnriemen ersetzt werden können, die eine praktisch spielfreie Übertragung gewährleisten.
Die Pumpe kann in der Art von herkömmlichen Pumpen ausgeführt sein. Es wird jedoch eine Pumpe bevorzugt, die in ihrer spezifischen Fördermenge regelbar ist. Besonders bevorzugt ist die Pumpe stufenlos regelbar. Sie wird vorzugsweise durch eine Zahnringpumpe, besonders bevorzugt durch eine Innenzahnringpumpe, gebildet. Für die Zwecke der Erfingung bevorzugte Pumpen werden in der EP 0 846 861 AI beschrieben. Geregelte Außenzahnradpumpen sind ebenfalls geeignet; ferner auch geregelte Flügelzellenpumpen. Die Verwendung einer geregelten Pumpe hat den Vorteil, dass die Kurve der pumpendrehzahlabhängigen Förderrate der Pumpe mit zunehmender Pumpendrehzahl ab einer konstruktiv vorgegebenen oder einstellbaren Grenzdrehzahl abflacht. Aufgrund der hohen Pumpendrehzahl steigt die Förderrate wunschgemäß zunächst steil an und beginnt in Abhängigkeit von der Pumpeneinstellung abzuflachen. Die Charakteristik der abgeregelten Pumpe ist dem tatsächlichen Bedarf des Motors, insbesondere dem Bedarf an Motoröl, angepasst oder anpassbar. Die Kombination der vorgenannten zweiten Ausführungsform aus übersetzter Motordrehzahl und geregelter Pumpe bringt als Vorteile eine vergleichsweise geringe Pumpengröße mit einer gleichzeitig an den Bedarf des Motors angepassten Fördercharakteristik und einer damit einhergehenden Leistungseinsparung.
Falls die Pumpe unmittelbar auf einer Massenausgleichswelle sitzt, kann ein Drehlager der Massenausgleichswelle von der Pumpe mit einer radialen, richtungskonstanten oder zumindest in guter Näherung richtungskonstanten Kraft beaufschlagt werden. Diese Pumpenkraft wird der ebenfalls radial auf die Massenausgleichswelle wirkenden, jedoch umlaufenden Kraft eines exzentrisch auf der Massenausgleichswelle angeordneten Massenausgleichskörpers überlagert. Die umlaufende Exzentrizität des Ausgleichskörpers würde andernfalls dazu führen, dass die engste Stelle des Lagerspalts zwischen der Massenausgleichswelle und dem Drehlager mit jeder Umdrehung umlaufen würde. Durch die gleichzeitige Anordnung der Pumpe auf der Massenausgleichswelle wird die Lage der engsten Stelle des Lagerspalts und damit das Lager selbst stabilisiert. Bevorzugt sind das auf der Welle sitzende Pumpenförderrad zur einen und der Ausgleichskörper zur anderen Seite des Drehlagers angeordnet.
Die Erfindung ist bei Hubkolbenmotoren von Land-, Luft- und Wassererfahrungen einsetzbar. Eine besonders bevorzugte Verwendung ist die für einen Kraftfahrzeugmotor, insbesondere für einen Motor eines Personenkraftwagen.
Bevorzugte Ausführungsbeispiele der Erfindung werden nachfolgend anhand von Figuren erläutert. Es zeigen:
Figur 1 Varianten (a) bis (j) von Massenausgleichssystemen mit Schmierölpumpen,
Figur 2 ein Massenausgleichssystem nach einem ersten Ausführungsbeispiel in einem
Querschnitt, Figur 3 eine Massenausgleichswelle erster Ordnung des Massenausgleichssystems der
Figur 2 mit einer geregelten Innenzahnradpumpe in einem Längsschnitt, Figur 4 eine von der Kurbelwelle unmittelbar angetriebene Massenausgleichswelle der Figur 2 in einem Längsschnitt, Figur 5 ein Massenausgleichssystem nach einem zweiten Ausführungsbeispiel in einem Querschnitt, Figur 6 das Massenausgleichssystem der Figur 5 in einem Längsschnitt,
Figur 7 e in e vo n de r Kurb elwelle an get rie b en e Ant ri eb swelle des
Massenausgleichssystems der Figuren 5 und 6 in einem Längsschnitt, Figur 8 eine Ausgleichswelle erster Ordnung des Massenausgleichssystems der
Figuren 5 und 6 mit einer geregelten Innenzahnradpumpe in einem
Längsschnitt, Figur 9 ein Massenausgleichssystem nach einem dritten Ausführungsbeispiel in einem Querschnitt und Figur 10 das Massenausgleichsystem der Figur 9 in einem Längsschnitt.
In Figur 1 sind Massenausgleichssysteme in Varianten (a) bis (j) dargestellt. In den Varianten (a) bis (e) umfasst das jeweilige Massenausgleichssystem eine Massenausgleichswelle erster Ordnung 1 und zwei Massenausgleichswellen zweiter Ordnung. In den Varianten (f) und (g) ist eine Massenausgleichswelle erster Ordnung nicht vorhanden. Mit der Welle 3 ist in den Varianten (f) und (g) eine Schmierölpumpe verdrehgesichert verbunden. Die Welle 3 ist eine Pumpenwelle und Antriebswelle für die Massenausgleichswellen 2 oder eine dieser Wellen, aber sie ist selbst keine Massenausgleichswelle. Die Varianten (h) und (i) weisen je zwei Massenausgleichswellen erster Ordnung 1 auf. Die Welle 3 der Variante (h) ist eine reine Antriebswelle, d.h. sie ist keine Massenausgleichswelle und auch keine Pumpenwelle. In der Variante (i) ist zusätzlich auch eine Massenausgleichswelle zweiter Ordnung 2 vorhanden. Die Massenausgleichswelle zweiter Ordnung 2 der Variante (i) läuft in einer Hohlwelle, die als Antriebswelle für zwei Massenausgleichswellen erster Ordnung 1 dient. Das Massenausgleichssystem der Variante Q weist zwei Massenausgleichswellen zweiter Ordnung 2 auf, aber keine weitere Wellen.
Zu allen Varianten ist der Antrieb des Massenausgleichssystems je von einer Kurbelwelle 4 eines Hubkolbenmotors eingezeichnet. Als Kreise dargestellt sind in Figur 1 die direkt auf den Wellen 1 bis 4 verdrehsicher befestigten Antriebs- und Abtriebsräder, jeweils in Form von Zahnrädern, die unmittelbar miteinander kämmen. Alternativ bilden schlupffreie, durch Ketten oder Zahnriemen gebildete Transmissionsglieder ohne Zwischenglied die Antriebsverbindung zwischen einem solchen Abtriebs- und Antriebsrad. Die für die Drehrichtung der Wellen eingezeichneten Drehrichtungspfeile gelten mit Ausnahme der Variante (i) sowohl für die Antriebs- und Abtriebsräder als auch für die Wellen selbst. In der Variante (i) wird die Massenausgleichswelle zweiter Ordnung 2 durch eine Innenwelle einer Hohlwelle gebildet. Der eingezeichnete Drehrichtungspfeil gilt für die Massenausgleichswelle zweiter Ordnung 2.
In der Variante (a) erfolgt der Antrieb von der Kurbelwelle 4 mittels eines durch eine Kette gebildeten schlupffreien Transmissionsglieds 6 unmittelbar auf eine Massenausgleichswelle zweiter Ordnung 2. Unmittelbar bedeutet, dass von einem verdrehgesichert auf der Kurbelwelle 4 sitzenden Abtriebskettenrad 5 mittels eines einzigen Transmissionsglieds, nämlich der Kette 6, ohne Zwischenglied auf ein Antriebskettenrad 7 abgetrieben wird, das verdrehgesichert auf der Massenausgleichswelle 2 angeordnet ist.
Auf der im Antriebsstrang ersten Massenausgleichswelle 2 ist als Abtriebsrad 8 ein Stirnzahnrad verdrehgesichert befestigt. Das Abtriebsrad 8 kämmt mit einem Gegenzahnrad 9, das verdrehgesichert auf einer Massenausgleichswelle erster Ordnung 1 angeordnet und dessen Antriebsrad ist. Auf der Massenausgleichswelle erster Ordnung 1 ist desweiteren ein Abtriebsrad 10 verdrehgesichert angeordnet, von dem aus unmittelbar mittels einer Kette 11 auf ein verdrehgesichert auf der zweiten Massenausgleichs welle zweiter Ordnung 2 angeordnetes Antriebsrad 12 getrieben wird. Der Antrieb erfolgt somit von der Kurbelwelle 4 unmittelbar auf die erste Massenausgleichswelle zweiter Ordnung 2 von dort unmittelbar mittels eines Stirnradpaars 8 und 9 auf die Massenausgleichswelle erster Ordnung 1 und von dort wiederum unmittelbar mittels der Kette 11 auf die zweite Massenausgleichswelle zweiter Ordnung 2. Die jeweiligen Übersetzungsverhältnisse sind so gewählt, dass die Massenausgleichswelle erster Ordnung 1 exakt mit der Kurbelwellendrehzahl und die beiden Massenausgleichswellen 2 exakt mit doppelter Kurbelwellendrehzahl angetrieben werden. Aufgrund des vorstehend geschilderten Antriebs wird die eine Massenausgleichswelle 2 im Drehsinn und die Massenausgleichwelle 1 und und die andere Massenausgleichswelle 2 entgegen dem Drehsinn der Kurbelwelle 4 drehangetrieben.
Unmittelbar auf der Massenausgleichswelle erster Ordnung 1 der Variante (a) ist eine Schmierölpumpe, genauer gesagt ein Förderrad einer Schmierölpumpe, verdrehgesichert befestigt. Die Pumpe wird noch mit Bezug auf die Figuren 2 bis 4 beschrieben.
Die Varianten (b) bis (e) betreffen Abwandlungen zur Variante (a). Der Antrieb von einer Welle auf die im Antriebsstrang jeweils nachgeordnete Welle erfolgt unmittelbar entweder mittels eines schlupffreien Transmissionsglieds, insbesondere einer Kette, oder mittels eines Paars von kämmenden Stirnrädern. Durch die Abfolge der jeweiligen Übertragungsglieder werden dabei die Drehrichtungen der Massenausgleichswellen entsprechend dem an den jeweiligen Hubkolbenmotortyp optimal angepassten Massenausgleich gewählt. Die nachstehend noch detaillierter beschriebene Schmierölpumpe sowie deren Anordnung jeweils auf der Massenausgleichswelle erster Ordnung 1 kann wie im Fall der Variante (a) ausgeführt sein. Anstatt auf der Massenausgleichswelle 1 kann solch eine Schmierölpumpe in einer entsprechenden Anordnung auch auf einer Massenausgleichswelle zweiter Ordnung 2 verdrehgesichert angeordnet sein.
Eine ebenfalls vorteilhafte Ausbildung des Massenausgleichssystems wird durch die Varianten (f) und (g) gebildet. In den Varianten (f) und (g) ist die Schmierölpumpe verdrehgesichert auf einer Pumpenwelle angeordnet, die jedoch nicht als Massenausgleichswelle, sondern als Antriebswelle 3 im Antriebsstrang der Massenausgleichswellen dient. Die Massenausgleichssysteme in den Varianten (f) und (g) werden durch zwei Massenausgleichswellen zweiter Ordnung 2 und eine Antriebswelle 3 gebildet. In der Variante (f) werden beide Massenausgleichswellen 2 von der Antriebswelle 3 im Schlepp angetrieben. In der Variante (g) wird mittels eines kämmenden Stirnradpaars von der Kurbelwelle 4 unmittelbar auf die Massenausgleichswelle 2 angetrieben, die mittels eines weiteren kämmenden Stirnrads unmittelbar auf die Antriebswelle 3 abtreibt, von der wiederum im Schlepp die weitere Massenausgleichswelle 2 mittels eines kämmenden Stirnradpaars unmittelbar angetrieben wird. Die Antriebswellen 3 der Varianten (f) und (g) dienen gleichzeitig als Pumpenwellen, d.h. auf ihnen ist eine Schmierölpumpe bzw. ein Förderrad solch einer Schmierölpumpe verdrehgesichert befestigt. Die Anordnung der Schmierölpumpe auf solch einer Antriebswelle 3 kann in der gleichen Art und Weise ausgeführt sein, wie dies nachfolgend noch anhand von Beispielen beschrieben wird.
Das Massenausgleichssystem der Variante (h) besteht aus zwei entgegen der Kurbelwellendrehrichtung drehenden Massenausgleichswellen erster Ordnung 1 sowie einer Antriebswelle 3, von der aus die beiden Massenausgleichswellen 1 im Schlepp angetrieben werden. Eine Schmierölpumpe ist auf einer der Massenausgleichswellen 1 angeordnet. In der Variante (i) weist das Massenausgleichssystem zwei entgegengesetzt der Kurbelwellendrehrichtung drehangetriebene Massenausgleichswellen erster Ordnung 1 und eine einzige Massenausgleichswelle zweiter Ordnung 2 auf, die ebenfalls entgegengesetzt zur Kurbelwelle 4 dreht. Die Variante (h) ist in den Figuren 5 bis 8 und die Variante (i) ist in den Figuren 9 und 10 gezeigt.
Ist im Antriebsstrang des Massenausgleichsystems eine Antriebswelle 3 vorhanden, die selbst keine Massenausgleichswelle ist, d. h. keine Massenausgleichskörper trägt, wie beispielsweise in den Varianten (f) bis (i), so kann solch eine Antriebswelle 3 mit einer Drehzahl angetrieben werden, die kein ganzzahliges Vielfaches der Drehzahl der Kurbelwelle ist. Ist eine Pumpe auf der Antriebswelle 3 angeordnet, kann die Drehzahl der Antriebswelle 3 der geforderten Pumpencharakteristik optimal angepasst gewählt werden. Das Über- oder Untersetzungsverhältnis für den Antrieb auf die Antriebswelle 3 und den Abtrieb von der Antriebswelle 3 kann auch den am Einbauort gegebenen Platzverhältnissen angepasst gewählt werden. Es muss allerdings gewährleistet sein, dass die Massenausgleichswellen mit der für den Ausgleich erforderlichen Drehzahl angetrieben werden. Das Massenausgleichssystem der Variante Q weist neben den beiden Massenausgleichswellen zweiter Ordnung 2 keine weitere Welle auf. Die Wellen 2 dienen einem Kräfteausgleich zweiter Ordnung und drehen in zueinander entgegengesetzte Drehrichtungen. Die eine der beiden Massenausgleichswellen 2 wird unmittelbar von der Kurbelwelle 4 des Motors mittels der Kette 6 gleichsinnig mit doppelter Kurbelwellendrehzahl angetrieben. Das Abtriebsrad 8 dieser Massenausgleichswelle 2 kämmt mit dem Antriebsrad 12 der zweiten Massenausgleichswelle zweiter Ordnung 2, die dementsprechend mit gleicher Drehzahl aber entgegengesetztem Drehsinn angetrieben wird. Die Pumpe wird in diesem Beispiel verdrehgesichert vorzugsweise auf der im Schlepp von der ersten Massenausgleichswelle zweiter Ordnung 2 angetriebenen zweiten Massenausgleichswelle zweiter Ordnung 2 angeordnet. Der gesamte Antriebsstrang von der Kurbelwelle 4 bis zur Pumpe wird infolge des zum Antrieb der Pumpe aufzubringenden Schleppmoments verspannt. Flankenwechsel bei Beschleunigungen oder Verzögerungen der Kurbelwelle 4 finden im Antriebsstrang nicht statt.
Die Varianten (b) und (f) bis (i), in denen die Massenausgleichswellen erster Ordnung 1 und die Massenausgleichswellen zweiter Ordnung 2 jeweils den gleichen Drehsinn aufweisen, haben den Vorteil, dass durch diese Gleichsinnigkeit die Längen der einzelnen Massenausgleichswellen 1 und 2 gegenüber einer einzigen Massenausgleichswelle erheblich verkürzt werden.
Figur 2 zeigt das Massenausgleichssystem der Variante (a) in einem Querschnitt. Die drei Massenausgleichswellen 1 und 2 sind in einem Pumpengehäuse 21 einer Schmierölpumpe 10 unterhalb einer Kurbelwelle 4 des Hubkolbenmotors in einer Ölwanne 19 angeordnet. Das Gehäuse des Massenausgleichssystems, im Ausführungsbeispiel das Pumpengehäuse 21, und damit die Lager der Massenausgleichswellen 1 und 2 ist an einem Gehäuse G der Kurbelwelle 4 steif befestigt. Das Massenausgleichssystem ist zumindest teilweise in Öl der Ölwanne 19 eingetaucht.
Figur 3 zeigt im Längsschnitt die Massenausgleichswelle 1 von Figur 2. Auf der Massenausgleichswelle 1 ist ein Ausgleichskörper Ml in einer exzentrischen Lage bezüglich der Drehachse der Massenausgleichswelle 1 befestigt. Ein weiterer Ausgleichskörper Ml ist in Längsrichtung der Massenausgleichswelle 1 beabstandet dazu in einer entsprechend exzentrischen Lage angeordnet. Durch die wenigstens zwei derart angeordneten Ausgleichskörper Ml werden Momente erster Ordnung ausgeglichen.
Unmittelbar auf der Massenausgleichswelle 1 ist ein Förderrad 22 der als Innenzahnradpumpe ausgebildeten Schmierölpumpe 20 verdrehgesichert befestigt. Die Verdrehsicherung erfolgt mittels eines Splints. Das Förderrad 22 ist der Innenläufer der Pumpe 10 und wirkt in an sich bekannter Weise mit einem als Außenläufer ausgebildeten weiteren Pumpenförderrad 23 zusammen, so dass Motorschmieröl aus der Ölwanne 19 von einem Einlass und einer daran anschließenden Niederdruckkammer bzw. Saugraum 24 angesaugt, in zwischen den beiden Förderrädern 22 und 23 gebildeten Förderzellen verdichtet und in eine Hochdruckkammer 25 und schließlich durch einen daran anschließenden Auslass zum Motor gefördert wird.
Die Arbeitsweise der Pumpe 10 ist am besten aus der Zusammenschau der Figuren 2 und 3 ersichtlich.
Zur selbsttätigen Abregelung der Förderrate der Pumpe ist ein Verstellgetriebe vorgesehen. Das Verstellgetriebe wird durch einen Verstellring 26 mit einer Außenverzahnung und einem Gehäuseteil 21c des Pumpengehäuses 21 gebildet, das zu diesem Zweck mit einer mit der Außenverzahnung des Verstellrings 26 kämmenden Innenverzahnung versehen ist. Der Verstellring 26 bildet ein Radialgleitlager für den Außenläufer 23. Mit dem Verstellgetriebe wird eine zwischen dem Innenläufer 22 und dem Außenläufer 23 bestehende Exzentrizität schluppfrei verstellt und dadurch die Förderrate der Pumpe 20 geregelt. Die Funktionsweise der in den Figuren 2 und 3 dargestellten Pumpe, insbesondere deren selbsttätige Abregelung, ist in der EP 0 846 861 AI ausführlich beschrieben, die hiermit bezüglich der Konstruktion und Arbeitsweise von besonders geeigneten Innenzahnradpumpen und insbesondere bezüglich der Abregelung solcher Pumpen in Bezug genommen wird. Jede der in dieser Druckschrift beschriebenen Innenzahnradpumpen ist im Rahmen der Erfindung einsetzbar.
Das aus Gehäuseteilen 21a bis 21d zusammengesetzte Pumpengehäuse 21 bildet nicht nur das Gehäuse für die Pumpe 20 als solche, sondern gleichzeitig auch die Drehlagerung für die Massenausgleichswelle 1. Zwei als Radialgleitlager ausgebildete Drehlager 27 und 28 der Pumpe 20 bilden aufgrund der Anbringung des F örderrads 22 auf der Massenausgleichswelle 1 das Drehlager für die Welle 1. Von den Förderrädern 22, 23 aus gesehen jeweils unmittelbar hinter den Drehlagern 27 und 28 sind die Ausgleichskörper Ml auf der Massenausgleichswelle 1 befestigt. Das Förderrad 22 ist von Hause aus in unmittelbarer Nähe der Lager 27 und 28 angeordnet. Eine von der Pumpe 20 auf die Massenausgleichswelle 1 in Radialrichtung ausgeübte Pumpenkraft ist der in ebenfalls radialer Richtung wirkenden, jedoch umlaufenden Kraft infolge der exzentrisch angebrachten beiden Ausgleichskörper Ml überlagert. Durch diese Überlagerung wird erreicht, dass die engste Stelle in den Lagerspalten der Lager 27 und 28 in guter Näherung ortsfest sind. Sie andern ihre Richtung lediglich aufgrund der Verstellung der Pumpenexzentrizität und im Vergleich zur Drehzahl der Massenausgleichswelle 1 nur langsam. Die Anordnung der Pumpe 20 unmittelbar auf der Massenausgleichswelle 1 sorgt daher zusätzlich für eine Stabilisierung der Lagerung der Massenausgleichs welle 1.
Das in dem Gehäuse 21 untergebrachte Massenausgleichssystem mit den drei Massenausgleichswellen 1 und 2 und der integrierten Pumpe 20 ist zum größten Teil in Öl eingetaucht unter der Kurbelwelle 4 angeordnet. Das Gehäuse 21 ist gegen das umgebende Öl abgedichtet. Innerhalb des Gehäuses 21 sind gegen das Öl der Ölwanne 19 abgedichtete Räume ausgebildet, in denen die Massenausgleichskörper Ml der Massenausgleichswelle 1 und Massenausgleichskörper M2 der beiden Massenausgleichswellen zweiter Ordnung 2 umlaufen. Die Räume für die Massenausgleichskörper Ml der Massenausgleichswelle 1 sind in Figur 3 mit dem Bezugszeichen 30 versehen. Die Räume für die Massenausgleichskörper M2 der in Figur 2 rechten Massenausgleichswelle zweiter Ordnung 2 sind in Figur 4 ebenfalls mit dem Bezugszeichen 30 bezeichnet. Für die in Figur 2 linke Massenausgleichswelle 2 gilt entsprechendes.
Es lässt sich nicht vermeiden, dass Öl in die Räume 30 für die Massenausgleichskörper Ml und M2 eintritt. Um zu verhindern, dass einer der Massenausgleichskörper Ml und M2 in Öl panscht, sind die Räume 30 des Gehäuses 21, in denen die Massenausgleichskörper Ml und M2 umlaufen, mit dem Saugraum 24 und damit mit der Saugseite der Pumpe 20 verbunden. Der am tiefsten in das Öl eingetauchte Raum 30 ist mittels einer Fluidverbindung 31, gebildet durch einen engen Durchgangskanal im Gehäuseteil 21c, mit der Saugseite der Pumpe 20 verbunden. Die Fluidverbindung 31 mündet an einer Stelle in den Raum 30, die im Raum 30 ausreichend tief gelegen ist, um einen Ölspiegel innerhalb des Raums 30 unterhalb des Niveaus des umlaufenden Massenausgleichskörpers Ml zu halten. Der Raum 30 steht mit der Atmosphäre in Verbindung.
In dem rechten Raum 30 sind neben dem Massenausgleichskörper Ml das Antriebsrad 9 für die Massenausgleichswelle 1 und das Abtriebsrad 10 zu der in dem Antriebsstrang des Massenausgleichssystems nachgeordneten Massenausgleichswelle 2 angeordnet. Der Abtrieb erfolgt mittels der Kette 11. Das Antriebsrad 9 weist eine zur Drehachse der Massenausgleichswelle 1 exzentrische Massenverteilung auf und bildet so gleichzeitig den Massenausgleichskörper Ml. Die Mündungsstelle der Fluidverbindung 31 in den Raum 30 liegt nun andererseits so hoch in dem Hohlraum 30, dass an der tiefsten Stelle des Raums 30 Restöl verbleibt, das das Antriebsrad 9 und das Abtriebsrad 10 gerade mit ihren Zahnspitzen, und damit auch die Kette 11, in das Öl eintauchen und dadurch ihre Schmierung erhalten. Der demgegenüber quer zur Umlaufrichtung großflächige Teil der beiden Räder 9 und 10, insbesondere der Teil des Antriebsrads 9, der den Massenausgleichskörper Ml bildet, läuft in dem Raum 30 frei um.
Die Räume 30 für die weiteren Massenausgleichskörper M l und M2 des Massenausgleichssystems sind mit dem tiefstgelegenen Raum 30 so verbunden, dass auch die dort angeordneten Massenausgleichskörper Ml und M2 ohne Panschen umlaufen. Anstatt mit dem tiefstgelegenen Raum 30 könnten Sie auch jeweils einzeln oder in einer günstigen, anderen gruppenweisen Zusammenfassung mit der Saugseite der Pumpe 20 in Fluiverbindung stehen, um ein Panschen zu verhindern. Falls mehrere der Räume 30 miteinander kommunizieren, kann einer der kommunizierenden Räume 30 oder können mehrere dieser Räume je eigene Verbindungskanäle zur Atmosphäre aufweisen.
Auf den Wellenzapfen, die aus den mittleren Gehäuseteilen 21b und 21c herausragen, sind die Antriebs- und Abtriebsräder der jeweiligen Massenausgleichswelle und die Massenausgleichskörper Ml bzw. M2 verdreh- und verschiebegesichert befestigt und von dem jeweiligen Gehäusedeckel 21a oder 21d umschlossen.
Von den Gehäuseteilen 21a bis 21d bilden die beiden mittleren Gehäuseteile 21b und 21c die vorgenannten Drehlager 27 und 28 für die Massenausgleichswelle 1 und auch die Drehlager für die beiden weiteren Massenausgleichswellen 2. Die beiden äußeren Gehäuseteile 21a und 21d sind fluiddicht an die beiden mittleren Gehäuseteile 21b und 21c angeflanschte Gehäusedeckel. Die Massenausgleichswellen 1 und 2 durchragen die beiden mittleren Gehäuseteile 21b und 21c beidseitig.
Eine Besonderheit des Massenausgleichssystems ist es, dass die Eingangswelle des Massenausgleichssystems über eine drehelastische Kupplung 40 von der Kurbelwelle 4 angetrieben wird. In der in den Figuren 2 bis 4 dargestellten Variante (a) bildet die in Figur 2 rechte Massenausgleichswelle zweiter Ordnung 2 die Eingangswelle. Die drehelastische Kupplung 40 dieser Eingangs welle ist in Figur 4 dargestellt.
Die Kupplung 40 umfasst einen Kopplungsring 41 aus einem elastischen Material. Der Kopplungsring 41 umgibt zwei axial hintereinander angeordnete Innenhülsen 42 und 43, zwischen denen umlaufend ein Ringspalt verbleibt, der von dem elastischen Kopplungsring 41 überbrückt wird. Den Kopplungsring 41 umgibt eine einstückige Außenhülse 44. Die Hülsen 42, 43 und 44 und der dazwischen angeordnete Kopplungsring 41 sind durch Vulkanisieren fest miteinander verbunden, wobei keine der Hülsen 42 bis 44 unmittelbar mit einer der anderen Hülsen, sondern nur über den Kopplungsring 41 verbunden ist.
Die Massenausgleichswelle 2 ist in axialer Richtung zweigeteilt. Die beiden axialen Teilstücke 2a und 2b der Massenausgleichswelle 2 sind nur mittels der drehelastischen Kupplung 40 miteinander verbunden, indem die Innenhülse 42 auf dem Wellenstück 2a und die Innenhülse 43 auf dem Wellenstück 2b verdreh- und verschiebegesichert befestigt sind. Es entsteht so eine elastisch tordierbare Kupplung. Der Antrieb von der Kurbelwelle erfolgt auf das Wellenstück 2a und über die drehelastische Kupplung 40 auf das Wellenstück 2b. Über das verdreh- und verschiebegesichert auf dem Wellenstück 2b befestigte Abtriebsrad 8 erfolgt der Abtrieb unmittelbar auf das damit kämmende Antriebsrad 9 der Massenausgleichswelle 1. In den Figuren 5 bis 8 ist das Massenausgleichssystem mit integrierter Schmierölpumpe der Variante (h) dargestellt. Das Massenausgleichssystem ist für einen Sechszylinder V-Motor für einen Momentenausgleich erster Ordnung konzipiert. Insbesondere in Figur 6 ist die Integration des gesamten Massenausgleichssystems zusammen mit der Pumpe 20 in einem einzigen Gehäuse 21, gebildet wiederum durch vier Gehäuseteile 21a bis 21d, zu erkennen. Als Schmierölpumpe 20 wird die Pumpe des Ausführungsbeispiels der Figuren 2 bis 4 verwendet. Die Pumpe 20 sitzt auf einer der insgesamt zwei Massenausgleichswellen erster Ordnung 1 des Massenausgleichssystems.
Der Antrieb des Massenausgleichssystems erfolgt von der Kurbelwelle unmittelbar mittels einer Kette 13 auf ein Antriebsrad 14, das auf einer Antriebswelle 3 sitzt, die ebenfalls in dem Gehäuse 21 gelagert und von dem Gehäuse 21 umbaut ist. Von der Antriebswelle 3 wird mittels des Abtriebsrads 15 und über die beiden damit in einem kämmenden Stirneingriff befindlichen Antriebsräder 9 und 16 auf die beiden Massenausgleichswellen 1 abgetrieben. Die beiden Massenausgleichswellen 1 drehen mit Kurbelwellendrehzahl entgegen der Drehrichtung der Kurbelwelle gleichsinnig.
Im Ausführungsbeispiel der Figuren 5 bis 8 sind die zu dem Ausführungsbeispiel der Figuren 2 bis 4 funktionsgleichen Bauteile mit den gleichen Bezugszeichen versehen. Zur Funktion dieser Komponenten wird auf die dortige Beschreibung verwiesen. Insbesondere werden auch beim Ausführungsbeispiel der Figuren 5 bis 8 die Räume 30, in denen die Massenausgleichskörper Ml umlaufen, abgesaugt und dadurch soweit ölfrei gehalten, wie dies zur Vermeidung eines Panschens der Massenausgleichskörper Ml erforderlich ist. In Figur 8 ist die Fluidverbindung 31 zwischen dem Raum 30 mit dem im Ölsumpf tiefstgelegenen Boden und dem Saugraum 24 der Pumpe 20 eingezeichnet. Die Lage der Mündung der Fluidverbindung 31 im Raum 30 ist wie im Ausführungsbeispiel der Figuren 2 bis 4. Es besteht auch eine Verbindung mit der Atmospähre.
Die elastische Drehkupplung 40 wird in diesem Ausführungsbeispiel nicht durch eine axiale Kupplung, sondern durch eine radiale Kupplung ausgebildet. Die zu Dämpfungszwecken elastisch miteinander gekoppelten Komponenten sind die einstückige Antriebswelle 3 und eine Antriebshülse 45. Die Antriebshülse 45 umgibt einen Wellenzapfen der Antriebswelle 3 konzentrisch und ist über einen elastischen Kopplungsring 41 verdrehsicher mit der Welle 3 verbunden, wie in den Figuren 6 und 7 zu erkennen ist. Die Antriebshülse 45 bildet gleichzeitig das Antriebsrad 14 für die Antriebswelle 3. Der elastische Kopplungsring 41 ist an seinem Außenmantel mit der Antriebshülse 45 und seinem Innenmantel mit einer einstückigen Innenhülse 42 verbunden, die verdreh- und verschiebegesichert auf der Antriebswelle 3 befestigt ist. Der Kopplungsring 41, die Innenhülse 42 und die Antriebshülse 45 sind durch Vulkanisieren fest miteinander verbunden. Zwischen der Innenhülse 42 und der Antriebshülse 45 ist desweiteren ein Führungsring 46 angeordnet, der die Antriebshülse 45 auf der Innenhülse 42 und damit auf der Antriebswelle 3 fest führt, aber eine geringfügige Relativverdrehung zwischen der Antriebshülse 45 und der Innenhülse 42 zulässt.
Als ein drittes Ausführungsbeispiel ist in den Figuren 9 und 10 die Variante (i) der Figur 1 dargestellt.
Das Massenausgleichssystem der Figuren 9 und 10 ist von demjenigen der Figuren 5 bis 8 abgewandelt, so dass lediglich auf Unterschiede dazu hingewiesen werden soll. Insbesondere ist das Massenausgleichssystem in einem Ölsumpf eingetaucht, und es werden die Räume 30 für die Massenausgleichskörper von der Schmierölpumpe 20 abgesaugt.
Im Unterschied zum vorherigen Ausführungsbeispiel weist das Massenausgleichssystem der Figuren 9 und 10 zu den beiden Massenausgleichswellen erster Ordnung 1 eine Massenausgleichswelle zweiter Ordnung 2 auf. Alle drei Massenausgleichswellen 1 und 2 des Massenausgleichssystems drehen entgegengesetzt der Drehrichtung der Kurbelwelle, von der sie angetrieben werden und deren Momente sie ausgleichen.
Die Massenausgleichswelle zweiter Ordnung 2 nimmt im Ausführungsbeispiel der Figuren 9 und 10 in dem Gehäuse 21 den Platz der Antriebswelle 3 des vorherigen Ausführungsbeispiel ein, indem die dortige Antriebswelle 3 nun als hohle Antriebswelle 3 ausgebildet ist, in der die Massenausgleichswelle zweiter Ordnung 2 als Innenwelle drehgelagert ist. Die Hohlwelle 3 bildet die Eingangswelle für das Massenausgleichsystem. Sie wird unmittelbar von der Kurbelwelle mittels der Kette 13 mit einer gegenüber der Kurbelwellendrehzahl erhöhten Drehzahl drehangetrieben. Ihr Abtriebsrad befindet sich wieder in einem kämmenden Stirneingriff zu den Antriebsrädern der beiden Massenausgleichs wellen erster Ordnung 1, die mit Kurbel wellendrehzahl angetrieben werden. Die Übersetzungsverhältnisse für den Anrieb von der Kurbelwelle auf die Welle 3 und den Anrieb von der Welle 3 auf die beiden Massenausgleichswellen 1 der Ausführungsbeispiele nach den Figuren 5 bis 10 ist den beengten Platzverhältnissen am Ort des Massenausgleichssysems angepasst. Das Gesamtübersetzungsverhältnis von der Kurbelwelle auf die Massenausgleichs wellen 1 ist jedoch 1:1. An einem die Hohlwelle 3 durchragenden Ende ist auf der Massenausgleichswelle 2 das Antriebsrad 7 befestigt, dass mittels der Kette 18 im Verhältnis 1:2 von einer der. Massenausgleichswellen erster Ordnung 1 angetrieben wird. Auf diese Weise wird die Massenausgleichswelle 2 mit doppelter Kurbelwellendrehzahl und zur Drehrichtung der Kurbelwelle entgegengesetzt drehangetrieben. Zum Momentenausgleich zweiter Ordnung sind an den beiden aus der Hohlwelle 3 herausragenden Enden der Massenausgleichswelle 2 je ein Massenausgleichskörper M2 befestigt. Sämtliche Massenausgleichskörper Ml und M2 des dritten Ausführungsbeispiels laufen in Räumen 30 des Gehäuses 21 um, die in Fluidverbindung mit der Saugseite der Pumpe 20 stehen und so von der Pumpe 20 ständig abgesaugt werden, um ein Panschen der Massenausgleichskörper Ml und M2 zu verhindern.
In Bezug auf weitere Details des dritten Ausführungsbeispiels sei auf die Ausführungen zu dem ersten und dem zweiten Ausführungsbeispiel verwiesen, die sinngemäß auch für das dritte Ausführungsbeispiel gelten.
Massenausgleichssystem mit einer Schmierölpumpe für Hubkolbenmotoren
Bezugszeichenliste
Massenausgleichswelle 1. Ordnung Massenausgleichswelle 2. Ordnung a Wellenstück b Wellenstück Antriebswelle, Zwischenwelle Kurbelwelle Abtriebsrad der Kurbelwelle Transmissionsglied Antriebsrad der Welle 2 Abtriebsrad der Welle 2 Antriebsrad der Welle 1 0 Abtriebsrad der Welle 1 1 Transmissionglied 2 Antriebsrad der Welle 2 3 Transmissionsglied 4 Antriebsrad der Welle 3 5 Abtriebsrad der Welle 3 6 Antriebsrad der Welle 1 7 Abtriebsrad der Welle 1 8 Transmissionsglied 9 Ölwanne 0 Schmierölpumpe, Ii enzahnradpumpe 1 Gehäuse 1a Gehäuseteil, Deckel 1b Gehäuseteil 1c Gehäuseteil 1d Gehäuseteil, Deckel 2 Förderrad, Innenläufer 3 Förderrad, Außenläufer 4 Saugraum, Niederdruckkammer 5 Hochdmcl&--rnrner 6 Verstellring 7 Drehlager 8 Drehlager 0 Raum 1 Fluidverbindung
32-39 -
40 drehelastische Kupplung
41 Kopplungsring
42 Innenhülse
43 Innenhülse
44 Außenhülse
45 Antriebshülse
46 Führungsring
G Kurbelwellengehäuse
Ml Massenausgleichskörper
M2 Massenausgleichskörper

Claims

Patentansprüche
Massenausgleichssystem mit einer Schmierölpumpe für Hubkolbenmotoren, bei dem ein Gehäuse (21) der Schmierölpumpe (20) steif mit einem Kurbelwellengehäuse (G) des Motors verbunden ist und ein Förderrad (22) der Pumpe (20) verdrehgesichert mit einer Massenausgleichswelle (1, 2) oder einer Antriebswelle (3) für eine Massenausgleichswelle (1, 2) verbunden ist.
Massenausgleichssystem nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass ein Massenausgleichskörper (Ml , M2) einer Massenausgleichswelle (1, 2) des Massenausgleichssystems (1, 2, 20; 2, 3, 20; 1, 3, 20; 1, 2, 3, 20; 2, 20) in dem Gehäuse (21) der Pumpe (20) umläuft.
Massenausgleichssystem nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Pumpe (20) zumindest teilweise in Öl einer Ölwanne (19) des Motors eingetaucht ist und dass der Massenausgleichskörper (Ml, M2) in einem gegenüber dem Öl der Ölwanne (19) abgedichteten Raum (30) des Gehäuses (21) der Pumpe (20) umläuft, der mit einem Saugraum (24) der Pumpe (20) in Fluidverbindung (31) steht, derart, dass der Massenausgleichskörper (Ml, M2) nicht in Öl eintaucht.
Massenausgleichssystem nach dem vorhergehenden Anspruch, dadurch gekennzeichnet, dass mehrere Massenausgleichskörper (Ml, M2), vorzugsweise alle Massenausgleichskörper (Ml, M2) des Massenausgleichssystems in gegenüber dem Öl der Ölwanne (19) abgedichteten Räumen (30) des Gehäuses (21) der Pumpe (20) umlaufen, die mit dem Saugraum (24) der Pumpe (20) in Fluidverbindung stehen, derart, dass die Massenausgleichskörper (Ml, M2) nicht in Öl eintauchen.
5. Massenausgleichssystem nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass mehrere Wellen (1, 2, 3), vorzugsweise alle Wellen (1, 2, 3), des Massenausgleichssystems und die Pumpe (20) zusammen in einem gemeinsamen Gehäuse (21) untergebracht sind.
6. Massenausgleichssystem nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass eine Welle (1, 2, 3) des Massenausgleichssystems über eine drehelastische Kupplung (40) angetrieben wird, vorzugsweise unmittelbar von einer Kurbelwelle (4) des Motors.
7. Massenausgleichssystem nach dem vorhergehenden Anspruch, dadurch gekennzeichnet , dass wenigstens eine weitere Welle ( 1 , 2 , 3) des Massenausgleichssystems von der über die drehelastische Kupplung (40) angetriebenen Welle (1, 2, 3) im Schlepp angetrieben wird, wobei vorzugsweise sämtliche weiteren Wellen (1, 2, 3) des Massenausgleichssystems im Schlepp von der über die drehelastische Kupplung (40) angetriebenen Welle (1, 2, 3) angetrieben werden.
8. Massenausgleichssystem nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Gehäuse (21) der Pumpe (10) ein Drehlager (27) für die Massenausgleichswelle (1, 2) oder die Antriebswelle (3) bildet.
9. Massenausgleichssystem nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Förderrad (22) zu einer Seite eines Drehlagers (27) der Massenausgleichswelle (1, 2) und ein Massenausgleichskörper (Ml) zu der anderen Seite des Drehlagers (27) auf der Massenausgleichswelle (1) angeordnet sind.
10. Massenausgleichssystem nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass zwei Massenausgleichswellen zweiter Ordnung (2) und/oder zwei Massenausgleichswellen (1) erster Ordnung vorgesehen sind.
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