WO2008028541A1 - Zugmitteltrieb mit einer ausgleichsvorrichtung zur schwingungsreduktion beschreibung - Google Patents

Zugmitteltrieb mit einer ausgleichsvorrichtung zur schwingungsreduktion beschreibung Download PDF

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traction
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PCT/EP2007/006688
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Steffen Latz
Stefan Belmer
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Iwis Motorsysteme Gmbh & Co. Kg
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    • F16F15/1457—Systems with a single mass

Definitions

  • the present invention relates to a traction mechanism drive with a compensation device for vibration reduction in the traction drive, in particular for an internal combustion engine, with a driven shaft, a drive wheel which is coupled to the driven shaft, a drive means, at least one in the traction drive relatively in or against the direction of rotation of the shaft movable balancing mass and at least one adjusting mechanism for moving the at least one balancing mass. Furthermore, the invention relates to the use of a camshaft adjustment system for vibration reduction in a traction drive and a corresponding method for reducing vibration in a traction drive.
  • NVH behavior noise, vibration and harshness
  • the vibration loads affect the life of components and force in the dimensioning of the affected components to increased dimensions.
  • a mass and force balance driven motor shafts in particular the crankshaft, known in which at a distance from the crankshaft and at a mutual distance from each other two balance shafts provided with balancing shafts are arranged.
  • the two balance shafts are both driven by the crankshaft and rotate in opposite directions.
  • the main disadvantage of this so-called Lancaster compensation is that it requires a relatively large amount of space, which increases the overall size of the engine and makes it heavier.
  • the balance shafts require additional bearings and the drive of the balance shafts increases the friction losses in the engine.
  • a torque compensation for a camshaft in which a mass support is fixed with four radially movable balancing weights on the camshaft and the balancing weights are moved by a fixed cam profile when rotating the shaft radially against the biasing force of a spring.
  • This device allows a significant reduction in the dynamic torque for a speed and vibration order.
  • Disadvantages of this torque compensation device are the mass carrier torques which are increased by the weight of the device and the limitation of the compensation to a specific course of the torque excitation, usually for a vibration order and a specific rotational speed.
  • the present invention is therefore based on the object to provide a traction mechanism with a compensation device for vibration reduction to compensate for the dynamic components of the vibrations in the traction drive for an internal combustion engine or at least reduce while avoiding the disadvantages of known solutions as possible.
  • a generic traction drive with a compensating device for vibration reduction characterized in that the at least one actuating mechanism is designed as a tangentially moving, actively acting actuator to the at least one balancing mass for vibration reduction in traction drive in and / or against the direction of rotation of the shaft move.
  • the in and / or opposite to the direction of rotation of the shaft arranged relatively movable balancing mass generally rotates in the system of the traction drive with about the axis of the shaft when it rotates.
  • a movement of the balancing mass relative to the other components of the traction drive is effected by the tangentially moving actuator, wherein the indexed by the actuator movement of the balancing mass in or against the direction of rotation of the shaft at least one essential, tangential component with a share of over 50% of resulting force vector, preferably over 80%.
  • the force-induced by the active-acting actuator balancing mass causes according to the impressed force-time relationship, a reaction torque in the driven shaft, which can be used to compensate for an existing dynamic portion of the oscillations of the traction drive.
  • substantially kinematic force application allows the displaceability of the torque vector, a relatively free arrangement and free formation of the at least one balancing mass relative to the other components of the traction mechanism, e.g. on a mass carrier. Due to the direct torque generation in the driven shaft, on the one hand, only small masses and, on the other hand, only small relative paths are required for generating a suitable reaction torque.
  • an actively acting actuator eg electric drives, acts without an external mechanical excitation via the activation by means of an action - medium, electrical signal or pulse and generates a force-transmitting, mechanical movement.
  • camshaft adjusting systems are known for angular adjustment of the control time, in which the camshaft is adjusted relative to the drive wheel fixed by the drive means, e.g. by hydraulics.
  • the relative movement of the camshaft causes a pure adaptation of the control time to that of global aspects of the engine, e.g. Operating temperature, combustion, exhaust gas composition and power spectrum, affected combustion state in the combustion chambers of the engine.
  • the angular displacement of the camshaft is compared to the speed of an internal combustion engine in very long periods, so that neither an effective torque is created by the angular adjustment of the control time with a camshaft adjusting with respect to a revolution of the driven shaft even a compensation torque to compensate the dynamic portion of the vibrations of the traction drive is generated.
  • the device according to the invention can be used for all drives of shafts in which a shaft is driven by a drive means via a drive wheel.
  • injection pump and water pump drives or similar drives can be provided with a corresponding compensation for vibration reduction.
  • a compensating device is particularly interesting for camshafts to compensate for the dynamic vibrations induced by internal combustion engines. Due to the reduced dynamic components of the vibrations in the traction drive or the dynamic alternating torques in the driven shaft, the timing chain or a corresponding belt, for example, the drive chain between the crankshaft and camshaft significantly lighter and filigree dimensioned. In the case of a camshaft-side fastening of the compensating device, a spreading-independent effect additionally results, so that the effect of the compensating device remains unchanged during an angular adjustment of the camshaft.
  • the at least one compensating mass is movable on a circular arc in or counter to the direction of rotation of the shaft.
  • the mass ratios are not changed in a correspondingly balanced distribution of the balancing mass (s) relative to the shaft, despite the movement of the balancing mass, so that the static Momentenveffleltnisse in the driven shaft substantially unchanged stay.
  • the at least one balancing mass can be moved on a tangent of a circle about the axis of the shaft in or against the direction of rotation of the shaft. Due to the tangential movement of the balancing mass, the tangential force excitation by the actuators can be fully converted into a compensating moment on the driven shaft with which the dynamic oscillation components in the drive means of the traction drive can be compensated for or reduced.
  • An expedient embodiment provides that a return mechanism is provided which is arranged on the at least one compensating mass for resetting the movement of the balancing mass.
  • a return mechanism for example a spring device or the attachment by means of an elastic material, e.g. Sculpting the balancing mass, with a limited mobility of the balancing mass relative to the traction mechanism, allows a simple and effective adjusting mechanism, in particular a tangential or linear actuator to use.
  • the at least one compensating mass can be movably arranged on a carrier by means of the return mechanism.
  • a particularly simple attachment allows the vulcanization of the at least one leveling compound, in particular also with regard to the possible in the inventive device low travel of the mass.
  • the tangential actuator is designed as a piezoelectric element.
  • a piezoelectric element is a simple and effective adjusting mechanism with a relatively small space required and, moreover, relatively inexpensive.
  • the piezoelectric element may be formed as a double-acting piezoelectric element to move the at least one balancing mass in the compression and tension direction.
  • a controller may be provided for driving the at least one adjusting mechanism.
  • the control allows not only an adapted control of the actuating mechanism at varying speeds, but also a reaction to composite vibrations of different orders. In this case, in particular to compensate for composite vibrations during a revolution of the shaft, a continuous adjustment of the balancing mass, so that there is already an adjustment of the balancing mass with a whole series of different deflection positions in one revolution of the shaft.
  • an active control in response to the instantaneous load torque on the driven shaft is possible.
  • a sensor for receiving the load torque, or the dynamic portion of the load torque be provided on the driven shaft, which provides a corresponding input for the controller.
  • this sensor may be a strain gauge that is easily attachable to the shaft, reacts quickly and is inexpensive.
  • the sensor may be a piezoelectric element which has to be interposed between two components of the driven shaft and generates a voltage proportional to the load torque, which in turn can be used directly as an input voltage for the adjusting mechanism or the actuator, preferably also a piezoelectric element ,
  • a mass carrier fixedly arranged on the shaft can be provided and the at least one compensating mass can be annular or circular and rotatably mounted on a mass support.
  • a substantially kinematic balancing torque can already be provided with a single adjusting mechanism.
  • At least two balancing weights may be provided and the balancing weights distributed evenly around the shaft, ie evenly with respect to their angular position and distance from the axis of the shaft, be arranged on the mass support.
  • Two equalizing masses are offset by 180 ° for a uniform distribution, three masses offset by 120 °, four masses offset by 90 °, etc., in order not to produce any imbalance. Due to the uniform arrangement of several balancing masses can be at a similar movement of all masses the action outside Forces on the driven shaft prevents additional dynamic moments substantially avoided and the tangential force excitation of the balancing masses are fully implemented in a corresponding balancing torque on the driven shaft.
  • the compensating device according to the invention remains substantially free of forces to the outside.
  • the at least one adjusting mechanism is arranged on the mass support.
  • the compensation device according to the invention can avoid contact with stationary contours in the vicinity of the driven shaft. Since so does not change the relative position of the adjusting mechanism to the balancing mass, the adjusting mechanism can be operated with a relatively small relative speed and the required compensation torque can be applied directly by a suitable actuator to the arranged on the mass carrier balancing mass.
  • at least two adjusting mechanisms can be provided and the adjusting mechanisms can be arranged uniformly around the shaft.
  • the evenly distributed arrangement of a plurality of adjusting mechanisms around the driven shaft prevents imbalance of the mass carrier, which is otherwise possible with an uneven force excitation.
  • at least one adjusting mechanism is provided for each balancing mass arranged on the mass support and at least two adjusting mechanisms in the case of annular or circular balancing masses.
  • the driven shaft and the drive wheel are designed to be movable relative to each other, wherein the at least one adjusting mechanism between the drive wheel and the driven shaft is arranged to the driven shaft and the drive wheel for vibration reduction in the traction drive in and / or against the direction of rotation Wave to move relative to each other.
  • This design dispenses with additional balancing masses and mass carriers, but uses the existing components of the traction mechanism drive to effect on the shaft a compensation torque for vibration reduction in the traction drive.
  • a variant of the present invention provides that the driven shaft is designed as a camshaft with a camshaft adjusting system for angular adjustment of the control time, wherein the camshaft is formed simultaneously as a balancing mass and vibration reduction in the traction drive in and / or against the direction of rotation of the shaft relative to Drive wheel is movable.
  • the torque balancing device By combining the torque balancing device with an existing camshaft adjusting system, the camshaft which can be moved relative to the drive wheel retained by the drive means can at the same time be used as a balancing mass for torque compensation.
  • the design effort for the drive wheel preferably a sprocket for engagement in a timing chain, and its manufacturing costs are reduced by this component combination.
  • a particularly efficient design of the combination of the camshaft adjusting system with the torque compensation provides that the camshaft adjusting system comprises a timing adjusting mechanism, wherein the at least one vibration reduction actuating mechanism is connected in series with the timing adjusting mechanism, or wherein the at least one actuating mechanism is formed by the timing adjusting mechanism.
  • the series-connected adjusting mechanisms can use the same connection components to the movable mass and simultaneously move the mass independent of the control of the other mechanism.
  • a common adjusting mechanism for the angular adjustment of the control time and the vibration reduction of the traction mechanism reduces not only the design effort by saving an adjusting mechanism, but can also be controlled without overlapping by means of a single control.
  • the invention also relates to the use of a camshaft adjustment system for angular adjustment of the control time of a camshaft as a compensating device for vibration reduction in a traction drive, wherein an actuator designed as a tangential Aktua- actuator mechanism moves the camshaft to reduce vibration in the traction drive in and / or against the direction of rotation of the shaft ,
  • an actuator designed as a tangential Aktua- actuator mechanism moves the camshaft to reduce vibration in the traction drive in and / or against the direction of rotation of the shaft
  • the use of a camshaft adjustment system for the simultaneous reduction of vibration in the traction mechanism allows the saving of additional balancing weights and a common coordinated control of the adjusting mechanisms.
  • the synergetic Seeing effects between a camshaft phasing system and a vibration reduction compensator can thus both simplify the design and help save costs.
  • the present invention relates to a method for vibration reduction in a traction drive, in particular for an internal combustion engine, with a driven shaft, a drive wheel which is coupled to the driven shaft, and a drive means, wherein at least one adjusting mechanism moves at least one in the traction mechanism relatively movable balancing mass wherein the method comprises driving the at least one adjusting mechanism by means of a controller, moving the at least one compensating mass by means of the adjusting mechanism in or against the direction of rotation of the shaft and generating a compensation torque on the driven shaft.
  • the necessary movement path of the balancing mass is relatively small, sometimes only a few millimeters or at a correspondingly large balancing mass fractions of millimeters, and can be applied directly to the balancing mass at a likewise rotating with the axis of the shaft adjusting mechanism.
  • the balancing mass is energized in this process by the substantially tangential acting adjusting mechanism, which is directly generated on the driven shaft a balancing torque.
  • the required mass is small due to the direct action on the driven shaft, so that the additional static moments generated in this process are low. Due to the direct effect of the method on the actuating mechanism and the balancing mass, the arrangement of the mass and its displaceability can be optimally matched. Furthermore, the method according to the invention offers the direct effect in particular also for a regulation or control of the method with respect to the dynamic moment load actually occurring in the driven shaft, or the dynamic oscillation components in the traction mechanism drive.
  • the method of vibration reduction may include determining the dynamic torque component on the driven shaft and driving the at least one actuating mechanism in consideration of the dynamic torque component.
  • the load torque actually present on the driven shaft, or its dynamic components can be taken into account in the actuation of the actuating mechanism.
  • the driven shaft can be provided with a sensor by means of which the actual dynamic torque component of the driven shaft is determined.
  • the dynamic torque on the driven shaft, or the dynamic vibration behavior in the traction drive using indirect characteristics, in particular the engine map of an internal combustion engine, e.g. Speed, drive torque, etc., to be determined.
  • the determination of the dynamic torque component and the vibration behavior of the traction mechanism drive by means of indirect characteristic values makes it possible to dispense with corresponding sensors on the driven shaft.
  • a particular modification of the method for vibration reduction provides that the driven shaft is designed as a camshaft with a camshaft adjustment system for angular adjustment of the control time and the camshaft is movable relative to the traction mechanism, the method further comprises driving the at least one actuating mechanism or in series arranged for adjusting mechanism timing adjusting mechanism of the camshaft adjustment system for angular adjustment of the camshaft.
  • the combination of the method for torque compensation with the control timing of a camshaft allows a number of synergy effects that limit not only the moment of inertia and the chain forces substantially on the already existing level of a corresponding timing adjustment, but in particular prevent in a common control opposite movements of the balancing mass.
  • 1a is a frontal plan view of a compensating device with a movably arranged balancing mass for a traction mechanism according to the invention
  • 1 b is a frontal plan view of another compensation device with an annular balancing mass for a traction mechanism according to the invention
  • 1c is a frontal plan view of a balancing device with two mutually offset balancing masses for a traction mechanism according to the invention
  • FIG. 1d shows an analogy circuit diagram for the compensating devices from FIGS. 1a to 1c, FIG.
  • FIG. 4a shows a frontal plan view of another compensation device with a movably arranged shaft for torque compensation for a traction mechanism according to the invention
  • Fig. 4b is an analogy circuit diagram for the balancing device on Fig. 4a.
  • Fig. 5 shows a section through a sprocket and a camshaft with a camshaft adjusting system for use as a compensating device for vibration reduction in a traction mechanism according to the invention.
  • FIGS. 1a to 1c show various embodiments of a compensation device for vibration reduction in a traction mechanism drive in a frontal plan view.
  • one or two balancing masses 2 is movably arranged on the mass support 1 of the compensation device and the balancing weights 2 each provided with an adjusting mechanism 3, which can move the balancing mass 2 in or against the direction of rotation D of the shaft 4.
  • the compensating device shown in Fig. 1a only one leveling compound 2 is arranged on the mass support 1 at a distance from the axis of rotation A of the driven shaft 4.
  • This balancing mass 2 is preferably moved on a circular arc of the center of mass of the balancing mass 2 about the axis of rotation A in or against the direction of rotation of the shaft by an adjusting mechanism 3, which is supported on the mass support 1.
  • the movement of this one eccentrically arranged balancing mass 2 generates in addition to the desired compensation torque for vibration reduction in addition, a static and a dynamic moment, which can be kept low at a low mass and small distance to the axis of rotation A.
  • the dynamic component can be reduced to the function-dependent component by positioning a counterweight offset by 180 °.
  • Fig. 1b shows a further compensating device for vibration reduction, in which, in contrast to Fig. 1a, the mass carrier 1 movably arranged balancing mass 2 is annular, wherein the center of gravity of the annular balancing mass in the axis of rotation A of the driven shaft 4 is located.
  • the annular balancing mass 2 is moved by an adjusting mechanism 3 in the embodiment shown.
  • the present circular arc-shaped movement B of the annular balancing mass 2 on a circular arc about the axis of rotation A of the driven shaft 4 arise in generating the compensation torque for vibration reduction no additional dynamic moments, since the mass ratios do not change relative to the axis of rotation A of the shaft.
  • a small additional dynamic torque is generated on the shaft in this case, with the radial component of motion can also have a compensatory effect in a targeted excitation or arrangement.
  • FIG. 1 c A compensating device with two balancing weights 2 is shown in FIG. 1 c, wherein the balancing weights 2 are offset by 180 ° from one another and are arranged at the same distance from the axis of rotation A of the driven shaft 4 on the mass carrier 1.
  • Both balancing weights 2 are each connected to an adjusting mechanism 3, which are supported on the mass support 1 and the balancing weights 2 rotate in the direction relative to the axis of rotation A in or against the direction of rotation D of the shaft, ie at a staggered by 180 ° arrangement of the balancing second is also the direction of movement offset by 180 °.
  • FIG. 1 d shows an analogy circuit diagram of a traction mechanism drive 11 according to the invention for the balancing devices illustrated in FIGS. 1 a to 1 c.
  • the traction mechanism drive is fixed relative to the internal combustion engine, wherein the traction mechanism drive acts on the node 12 with the drive means with the rigidity C Am .
  • the drive wheel and the shaft which are fixedly connected to each other, are coupled to the mass m Ar + w; the load moment M L (t) to be compensated acts on the shaft.
  • the load moment M L (t) acts on the shaft.
  • the adjusting mechanism 3 with the time-dependent adjusting movement u (t).
  • a balancing torque M A (t) which is a moment of inertia of relatively accelerated mass m Am , is generated in the traction mechanism drive for vibration reduction in the traction mechanism drive.
  • FIG. 2 shows a section in the longitudinal direction through a compensating device according to FIG. 1b.
  • the mass support 1 is here fixedly connected to the driven shaft 4 and rotates together with the shaft 4 in a circle around the rotation axis A.
  • the mass support 1 can be formed as a separate from the actual function of the driven shaft 4 independent component, or the mass support can be used at the same time to its function as a carrier of the balancing weights and optionally the adjusting mechanisms in the traction drive as the drive or driven gear of the shaft 4.
  • the mass support 1 of this embodiment is provided with an annular or circular balancing mass 2 which is rotatably mounted about the axis of rotation A of the shaft 4 or at least movably mounted on the mass support 1.
  • the likewise arranged on the mass support 1 actuating mechanism 3 moves the balancing mass 2 in or against the direction of rotation D of the shaft 4, wherein the adjusting mechanism 3 is designed here as a reciprocating piezoelectric element.
  • the adjusting mechanism 3 is actively controlled by a control 5 via control lines 8 in order to compensate for the dynamic components of the load torque M applied to the driven shaft 4 or to reduce the oscillation conditions in the traction drive.
  • the controller 5 is supplied by an arranged on the driven shaft 4 strain gauges 6 via the signal line 7 with an input variable.
  • Fig. 3 shows an example of the relative travel of the balancing mass 2 as a function of the angular position of the driven shaft 4 during one revolution of the shaft. In this case, during a rotation of the shaft both a continuous forward and backward movement of the balancing mass 2, but also a persistence of the balancing mass on a deflected position.
  • the absolute travel of a balancing mass 2 is dependent on their mass and positioning relative to the axis of rotation A of the driven shaft 4.
  • Fig. 4a shows another embodiment of a compensating device of a traction mechanism according to the invention for vibration reduction.
  • the movably arranged balancing mass is formed directly by the driven shaft 4, i. the traction drive comes without mass carrier 1 to the arrangement of the balancing mass 2. If the fixing of the drive wheel in the control center drive permits a movement relative to the traction mechanism drive, the drive wheel or another suitable component can alternatively function as a balancing mass and be moved to generate a compensating moment.
  • the compensating device shown in Fig. 4a can serve not only to generate a compensation torque to compensate for the dynamic portion of the load torque M, ie for vibration reduction in the drive means, but at the same time for the angular displacement of the shaft, here a camshaft, and thus a change of Ignition timing effect in the internal combustion engine.
  • the drive wheel 9 which may also have a toothing for engagement in a drive chain or a running surface for a belt, relatively movable to the driven camshaft 4, arranged around the shaft 4 and with a Timing adjustment mechanism provided which allows movement of the drive wheel 9 relative to the camshaft 4 in response to a desired performance characteristics of the engine.
  • the position of the drive wheel 9 relative to the camshaft 4 can also be adjusted depending on the reference point.
  • a movement of the serving as a balancing mass driven shaft 4 by means of the adjusting mechanism 3 is also in or against the direction of rotation D of the shaft 4. Since the shaft 4 is movable relative to the drive wheel 9 about its own axis A, the movement of the In this case, the shaft 4 can be moved as a camshaft by the adjusting mechanism 3 both for the long-term angular adjustment of the control time and for the momentary generation of a compensation torque on the camshaft 4.
  • Actuating mechanism 3 can also be provided two adjusting mechanisms connected in series, which independently of one another cause the angular displacement of the camshaft relative to the drive sprocket and the movement of the shaft relative to the traction mechanism drive for generating a compensating torque adapted to the current rotational angular position.
  • FIG. 4b shows an analogy circuit diagram of a Zuschtriebs 11 according to the invention for the compensating device shown in FIG. 4a.
  • the traction mechanism at node 11 is fixed relative to the engine and arranged on the second side of the node 12, the drive means of the traction drive with a stiffness C Am .
  • the drive wheel with the mass m Ar is coupled.
  • the adjusting mechanism 3 acts with the time-dependent adjusting movement u (t).
  • Fig. 5 shows a section through a sprocket and a camshaft with a camshaft adjustment system, which is usable by the use of a tangentially acting actuator for vibration reduction in a traction mechanism according to the invention.
  • the drive wheel 9 is separated into an inner part 13 and an outer part 14, wherein the inner part 13 and the outer part 14 of the drive wheel 9 by means of suitable bearings 15 are slidably movable relative to each other.
  • the outer part 14 of the drive wheel 9 is provided with a ring gear 16 for engagement of the driving chain formed as a drive means.
  • the inner part 13 of the drive wheel 9 is fixedly connected to the shaft 4, for example by pressing, and rotates together with the shaft 4 about the axis A.
  • the arrangement of one or more adjusting mechanisms 3 between the outwardly projecting arms of the inner part 13 and the inwardly projecting arms of the outer part 14 of the drive wheel 9 allows movement of the shaft 4 with the inner part 13 in and / or against the direction of rotation D of the driven shaft on a circular arc B about the axis A relative to the outer part 14 of the drive wheel 9 and the attacking drive chain, which sets the traction mechanism relative to the engine.
  • the compensating device causes by the relative movement of the balancing masses 2 relative to the associated traction drive or the driven shaft 4 a compensation torque that at a suitable control of the adjusting mechanisms for eradicating or reducing the dynamic components of the impressed on the driven shaft 4 load torque and thus for vibration reduction in Traction drive itself leads.
  • a compensation torque that at a suitable control of the adjusting mechanisms for eradicating or reducing the dynamic components of the impressed on the driven shaft 4 load torque and thus for vibration reduction in Traction drive itself leads.
  • an active control of the adjusting mechanisms 3 by means of a controller. 5 a reduction or reduction of the dynamic components of the load torque M or the vibrations over the entire speed range of the shaft 4, or at least over a large range thereof, can be achieved.
  • An active control of the adjusting mechanism 3 by the controller 5 can be carried out both as a function of a present engine map, as well as by means of the measurement of the actual applied to the driven shaft 4 dynamic torque as a proportional variable for the vibrations in the system.
  • the required compensation torque is applied directly by means of balancing mass 2 rotatable by means of an actuator in or counter to the direction of rotation D of shaft 4.
  • the actuator mechanism 3 e.g. a piezoelectric element
  • the balancing weights 2 are energized tangentially, whereby a corresponding reaction torque on the shaft to compensate for the dynamic portion of the load torque M and thus the vibrations in the traction drive is generated. Due to the direct torque generation only small relative paths of the balancing mass 2 are necessary, so that the necessary deflection paths of the balancing weights 2 are sometimes only a few millimeters or less than one millimeter for large masses.
  • This small deflection of the balancing mass 2 enables the use of fast and controllable adjusting mechanisms 3, e.g. Piezoelectric elements, whereby the balancing device can be used flexibly and the vibration compensation can be adapted to the speed.
  • the direct torque generation by means of the tangential force excitation of the balancing masses 2 the resulting torque vector relative to the axis of rotation A of the shaft 4 can be moved and thus freely arrange and dimension the balancing weights 2 in dependence on the relative paths.
  • the direct introduction of force by tangentially acting actuators allows the direct compensation of the dynamic portion of the vibrations or the measured load torque M.
  • the voltage applied to a driven shaft 4 load moment M can be measured for example by means of a strain gauge 6, the output voltage directly as an input to the Stellmechansimus , or actuator, or can be used as an input to a control mechanism 3 driving controller 5, wherein the controlled actuating mechanism 3 applies the necessary force to move the balancing mass 2 substantially tangentially to the balancing mass 2 and so generates a corresponding compensation torque.
  • a direct control of the adjusting mechanism 3 can be achieved by the dynamic torque is received on the driven shaft 4 by means of a piezoelectric element, wherein the piezoelectric element can be arranged in principle freely on the moving system.
  • a particularly useful arrangement is a mirror-image construction to the compensation device, wherein the piezoelectric element is attached at one end to the mass carrier, while the other end is provided with a (small) mass.
  • the piezoelectric element generates an output signal which is proportional to the moment of inertia, instead of elastic deflection.
  • the measured and manipulated variable are in the same order of derivative (2nd order / acceleration), whereby a direct uncontrolled circuit for the compensation of the moments is possible.
  • the output voltage of the piezoelectric element then serves directly as an input variable for the adjusting mechanism 3, for example likewise a piezoelectric element, which then applies the tangential force excitation of the balancing mass 2 in order to generate a compensating moment proportional to the dynamic portion of the load torque M on the driven shaft 4.
  • the at least one compensating mass 2 of a torque compensation device is preferably formed in the case of a single mass as an annular or circular balancing mass 2 which is rotatably disposed about the axis of rotation A of the shaft on the mass support 1.
  • This annular or circular balancing mass 2 is offset by the tangentially acting actuator in a rotation on a circular arc in or against the direction of rotation of the shaft. Since this annular or circular balancing mass 2 rotates about the axis of rotation A of the driven shaft 4, no additional dynamic moments arise.
  • the compensation device Due to the pairwise or uniform attachment of the balancing weights 2, the compensation device remains at the same control of the balancing masses 2 to the outside without forces, so that no additional bearing load arises.
  • the present balancing device allows torque compensation of a driven shaft with small balancing weights 2 and a small deflection of the balancing mass 2 via tangentially force-excited actuators. Due to the low additional necessary balancing weights or by dispensing with additional masses and the additional static torque can be kept low by the balancing device, for example when the mass support 1 is used simultaneously as a drive or driven gear of the shaft 4 or the driven shaft 4 itself as Leveling compound 2 is used. Even with not completely balanced balancing weights 2 or unequal or one-sided movements of the balancing mass 2 are the small dynamic paths relatively small due to the small displacement paths and small masses.
  • Another possible embodiment provides to install a pure balancing device for vibration reduction in a traction mechanism according to the invention, in the case of a timing drive, camshaft side to achieve a spread-dependent effect.
  • the control of the balancing mass for oscillation reduction with the angular adjustment of the control time is superimposed, although the individual functions act on different levels.
  • the oscillations of the traction drive or the dynamic portion of the load torque M already change in the course of rotation of the shaft 4 about the axis of rotation A by a few degrees, while the timing adjustment a longer-term, independent of the rotation of the shaft and the rotational position adjustment position causes the camshaft 4 to drive by the drive means, that is, for a very large number of revolutions of the camshaft 4 and for a certain operating range of the engine.
  • the adjusting mechanism 3 must provide both a corresponding stroke in or against the direction of rotation D of the camshaft 4, as well as have the necessary reaction rate for generating a compensation torque.

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Abstract

Die vorliegende Erfindung betrifft einen Zugmitteltrieb mit einer Ausgleichs Vorrichtung zur Schwingungsreduktion einer angetriebenen Welle (4), z.B. einer Nockenwelle, einer Wasserpumpenwelle Oder einer Einspritzpumpenwelle eines Verbrennungsmotors, mit einem Antriebsrad (9), das mit der Welle gekoppelt ist, einem Antriebsmittel, sowie mit mindestens einer im Zugmitteltrieb relativ bewegbaren Ausgleichsmasse (2) und mit mindestens einem Stellmechanismus (3) zum Bewegen der Ausgleichsmasse. Dabei ist die Ausgleichsmasse in Oder entgegen der Drehrichtung der Welle bewegbar und der Stellmechanismus als tangential wirkender Aktuator ausgebildet, urn die Ausgleichmasse zu bewegen. Weiter betrifft die Erfindung ein Verfahren zur Schwingungsreduktion in einem Zugmitteltrieb mit einer angetriebenen Welle, einem Antriebsrad und einem Antriebsmittel, wobei mindestens ein Stellmechanismus mindestens eine im Zugmitteltrieb relativ bewegbare Ausgleichmasse bewegt, mit den Schritten Ansteuern des Stellmechanismus, Bewegen der Ausgleichsmasse und Erzeugen eines Kompensationsmoments an der angetriebenen Welle. Bei einem Steuertrieb mit einem Nockenwellen-Verstellsystem zur Winkelverstellung der Steuerzeit kann die relativ zum Zugmitteltrieb bewegbare Nockenwelle gleichzeitig als Ausgleichsmasse zur Schwingungsreduktion verwendet werden.

Description

Zugmitteltrieb mit einer Ausgleichsvorrichtung zur Schwingungsreduktion
Beschreibung
Die vorliegende Erfindung betrifft einen Zugmitteltrieb mit einer Ausgleichsvorrichtung zur Schwingungsreduktion im Zugmitteltrieb, insbesondere für einen Verbrennungsmotor, mit einer angetriebenen Welle, einem Antriebsrad, das mit der angetriebenen Welle gekoppelt ist, einem Antriebsmittel, mindestens eine im Zugmitteltrieb relativ in oder entgegen der Drehrichtung der Welle bewegbare Ausgleichsmasse und mindestens einen Stellmechanismus zum Bewegen der mindestens einen Ausgleichsmasse. Weiter betrifft die Erfindung die Verwendung eines Nockenwellen-Verstellsystems zur Schwingungsreduktion in einem Zugmitteltrieb und ein entsprechendes Verfahren zur Schwingungsreduktion in einem Zugmitteltrieb.
Bei der Entwicklung moderner Kraftfahrzeuge gewinnt das sogenannte NVH-Verhalten (Noise, Vibration and Harshness) zunehmend an Bedeutung. Neben dem Wunsch der Käufer nach einem hohen Schwingungskomfort trägt auch eine geringere Geräusch- und Schwingungsbelastung des Fahrers zur aktiven Sicherheit bei. Außerdem beeinträchtigen insbesondere die Schwingungsbelastungen die Lebensdauer von Bauteilen und zwingen bei der Dimensionierung der betroffenen Bauteile zu verstärkten Abmessungen.
In einem Kraftfahrzeug treten eine Vielzahl von Komponenten gleichzeitig als Anregungsquellen für Schwingungen und Geräusche auf. Eine dominante Rolle spielen dabei jedoch die Schwingungs- und Geräuschanregungen des Antriebsstrangs, insbesondere die Drehmomentanregungen der Kurbel- und Nockenwelle. Diese dynamischen Belastungen des Antriebsstrangs setzen sich dominant im gesamten Kraftfahrzeug fort und überlagern alle weiteren Schall- und Schwingungsquellen.
Aus der DE 40 10 856 A1 ein Massen- und Kräfteausgleich angetriebener Motorwellen, insbesondere der Kurbelwelle, bekannt, bei dem im Abstand von der Kurbelwelle und im gegenseitigen Abstand zueinander zwei mit Ausgleichsgewichten versehene Ausgleichswellen angeordnet werden. Die zwei Ausgleichswellen werden beide von der Kurbelwelle angetrieben und drehen sich gegensinnig. Wesentlicher Nachteil dieses sogenannten Lancaster-Ausgleichs liegt darin, dass er verhältnismäßig viel Bauraum beansprucht, was den Motor insgesamt vergrößert und schwerer macht. Darüber hinaus be- nötigen die Ausgleichswellen zusätzliche Lager und der Antrieb der Ausgleichswellen erhöht die Reibungsverluste im Motor.
Eine Verbesserung des Lancester-Ausgleichs wird in der DE 199 08 437 C1 beschrieben, bei dem eine Ausgleichswelle mit einem auf einem Lagerzapfen der Kurbelwelle gelagerten Zahnrad mit Ausgleichsgewichten zusammenwirkt, um die Reibungsverluste und den notwendigen Bauraum derartiger Ausgleichsvorrichtungen zu verringern.
Darüber hinaus ist die Entwicklung eines Momentenausgleichs für eine Nockenwelle bekannt, bei dem ein Massenträger mit vier radial bewegbaren Ausgleichsmassen auf der Nockenwelle befestigt ist und die Ausgleichsmassen durch ein feststehendes Nockenprofil beim Drehen der Welle radial gegen die Vorspannkraft einer Feder bewegt werden. Diese Vorrichtung ermöglicht eine deutliche Senkung der dynamischen Momente für eine Drehzahl und eine Schwingungsordnung. Nachteile dieser Momentenausgleichsvor- richtung sind die durch das Gewicht der Vorrichtung erhöhten Massenträgermomente und die Beschränkung der Kompensation auf einen bestimmten Verlauf der Drehmomentanregung, üblicherweise für eine Schwingungsordnung und eine bestimmte Drehzahl.
Zur Reduzierung der Geräusch- und Schwingungsbelastung des Antriebstrangs sind in den letzten Jahren viele unterschiedliche Lösungen vorgeschlagen worden, die sich im Rahmen ihres Einsatzes zum Teil gut bewährt haben. Die derzeit intensiven Bemühungen, das NVH-Verhalten in Kraftfahrzeugen weiter zu verbessern, erfordern insbesondere auch bei der dominierenden Schall- und Schwingungsquelle des Antriebsstrangs weitere Entwicklungsanstrengungen. Darüber hinaus sind die aus dem Stand der Technik bekannten Lösungen üblicherweise auf die Kompensation der maximalen Schwingungsbelastung im Resonanzbereich ausgerichtet, d.h. auf eine Schwingungsordnung und einen Drehzahlbereich optimiert. Daraus folgt, dass die dynamische Belastung des Antriebs über einen großen Betriebsbereich und auch für andere Schwingungsordnungen weiterhin relativ hoch ist. Eine weitere Reduzierung der Schwingungsbelastung insbesondere der Wechselmomente im Antriebsstrang ist daher wünschenswert, um insbesondere die Haltbarkeit der Antriebskette oder -riemen zu verbessern. Weiter könnte über Downsizing-Effekte bei der Dimensionierung des Antriebsstrangs eine Kostenreduzierung erreicht werden. Der vorliegenden Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde einen Zugmitteltrieb mit einer Ausgleichsvorrichtung zur Schwingungsreduktion bereitzustellen, um die dynamischen Anteile der Schwingungen in dem Zugmitteltrieb für einen Verbrennungsmotor zu kompensieren oder zumindest zu reduzieren und dabei die Nachteile bekannter Lösungen möglichst zu vermeiden.
Diese Aufgabe wird mit einem gattungsgemäßen Zugmitteltrieb mit einer Ausgleichsvorrichtung zur Schwingungsreduktion dadurch gelöst, dass der mindestens eine Stellmechanismus als sich tangential bewegender, aktiv wirkender Aktuator ausgebildet ist, um die mindestens eine Ausgleichsmasse zur Schwingungsreduktion im Zugmitteltrieb in und/oder entgegen der Drehrichtung der Welle zu bewegen.
Die in und/oder entgegen der Drehrichtung der Welle relativ bewegbar angeordnete Ausgleichsmasse dreht sich im Allgemeinen im System des Zugmitteltriebs mit um die Achse der Welle wenn sich diese dreht. Eine Bewegung der Ausgleichsmasse relativ zu den anderen Bauteilen des Zugmitteltriebs wird durch den sich tangential bewegenden Aktuator bewirkt, wobei die durch den Aktuator indizierte Bewegung der Ausgleichsmasse in oder entgegen der Drehrichtung der Welle zumindest eine wesentliche, tangentiale Komponente mit einem Anteil von über 50 % des resultierenden Kraftvektors, bevorzugt über 80 %, aufweist. Die durch den aktiv wirkenden Aktuator kraftangeregte Ausgleichsmasse bewirkt entsprechend des aufgeprägten Kraft-Zeit-Zusammenhangs ein Reaktionsmoment in der angetriebenen Welle, das zur Kompensation eines bestehenden dynamischen Anteils der Schwingungen des Zugmitteltriebs genutzt werden kann. Diese im Gegensatz zu herkömmlichen Schwingungsausgleichsvorrichtungen im Wesentlichen kinematische Kraftaufbringung ermöglicht durch die Verschieblichkeit des Momentenvektors eine relativ freie Anordnung und freie Ausbildung der mindestens einen Ausgleichsmasse relativ zu den anderen Bauteilen des Zugmitteltriebs, z.B. auf einem Massenträger. Durch die direkte Momentenerzeugung in der angetriebenen Welle werden zum Einen nur geringe Massen und zum Anderen nur kleine Relativwege zur Erzeugung eines geeigneten Reaktionsmoments benötigt.
Im Gegensatz zu passiv reagierenden Stellmechanismen, z.B. eine vorgespannte Feder, die über eine äußere Anregung in Form einer Bewegung oder Krafteinleitung zu einer Reaktion veranlasst werden, agiert ein aktiv wirkender Aktuator, z.B. elektrische Antriebe, ohne eine äußere mechanische Anregung über die Ansteuerung mittels eines Wirk- mediums, elektrischen Signals oder Impuls und erzeugt eine kraftübertragende, mechanische Bewegung.
Bei Nockenwellen sind zur Winkelverstellung der Steuerzeit sogenannte Nockenwellen- Verstellsysteme bekannt, bei denen die Nockenwelle relativ zur durch das Antriebsmittel festgelegten Antriebsrad verstellt wird, z.B. mittels Hydraulik. Im Gegensatz zu dem erfindungsgemäßen Zugmitteltrieb mit Ausgleichsvorrichtung bewirkt die relative Bewegung der Nockenwelle eine reine Anpassung der Steuerzeit an den von globalen Aspekten des Motors, z.B. Betriebstemperatur, Verbrennung, Abgaszusammensetzung und Leistungsspektrum, beeinflussten Verbrennungszustand in den Brennkammern des Motors. Die Winkelverstellung der Nockenwelle erfolgt im Vergleich zu der Drehzahl eines Verbrennungsmotors in sehr langen Zeiträumen ab, so dass sich durch die Winkelverstellung der Steuerzeit mit einem Nockenwellen-Verstellsystem im Hinblick auf eine Umdrehung der angetriebenen Welle weder ein wirksames Drehmoment entsteht noch gar ein Kompensationsmoment zum Ausgleich des dynamischen Anteils der Schwingungen des Zugmitteltriebs erzeugt wird.
Prinzipiell lässt sich die erfindungsgemäße Vorrichtung für alle Antriebe von Wellen einsetzen, bei denen eine Welle über ein Antriebsrad von einem Antriebsmittel angetrieben wird. Dabei können neben Steuertrieben von Verbrennungsmotoren auch Einspritzpumpen- und Wasserpumpentriebe oder ähnliche Antriebe mit einem entsprechenden Ausgleich zur Schwingungsreduktion versehen sein. Besonders interessant ist eine solche Ausgleichsvorrichtung jedoch für Nockenwellen, um die von Verbrennungsmotoren induzierten dynamischen Schwingungen auszugleichen. Durch die reduzierten dynamischen Anteile der Schwingungen im Zugmitteltrieb bzw. der dynamischen Wechselmomente in der angetriebenen Welle kann beispielsweise beim Antriebsstrang zwischen Kurbelwelle und Nockenwelle die Steuerkette oder ein entsprechender Riemen signifikant leichter und filigraner dimensioniert werden. Bei einer nockenwellenseitigen Befestigung der Ausgleichsvorrichtung ergibt sich darüber hinaus eine spreizungsunabhängige Wirkung, so dass bei einer Winkelverstellung der Nockenwelle die Wirkung der Ausgleichsvorrichtung unverändert bleibt.
Eine günstige Ausführungsform sieht vor, dass die mindestens eine Ausgleichsmasse auf einem Kreisbogen in oder entgegen der Drehrichtung der Welle bewegbar ist. Durch die Drehung der Ausgleichsmasse um die Achse der angetriebenen Welle entlang eines Teils der Kreislinie, die die Ausgleichsmasse um die Achse der Welle beschreibt, werden bei einer entsprechend ausgeglichenen Verteilung der Ausgleichsmasse(n) relativ zur Welle die Massenverhältnisse trotz der Bewegung der Ausgleichsmasse nicht verändert, so dass die statischen Momentenvemältnisse in der angetriebenen Welle im Wesentlichen unverändert bleiben. Anstatt einer kreisförmigen Bewegung der Ausgleichsmasse kann die mindestens eine Ausgleichsmasse auf einer Tangente eines Kreises um die Achse der Welle in oder entgegen der Drehrichtung der Welle bewegbar seien. Durch die tangentiale Bewegung der Ausgleichsmasse kann die tangentiale Kraftanregung durch die Aktuatoren vollständig in ein Kompensationsmoment an der angetriebenen Welle umgesetzt werden, mit dem sich die dynamischen Schwingungsanteile im Antriebsmittel des Zugmitteltriebs kompensieren oder reduzieren lassen.
Eine zweckmäßige Ausbildung sieht vor, dass ein Rückstellmechanismus vorgesehen ist, der an der mindestens einen Ausgleichsmasse zum Rückstellen der Bewegung der Ausgleichsmasse angeordnet ist. Ein derartiger Rückstellmechanismus, beispielsweise eine Federeinrichtung oder die Anbringung mittels eines elastischen Materials, z.B. Anvulkanisieren der Ausgleichsmasse, mit einer begrenzten Beweglichkeit der Ausgleichsmasse relativ zu dem Zugmitteltrieb, ermöglicht einen einfachen und wirkungsvollen Stellmechanismus, insbesondere einen tangentialen oder linearen Aktuator, zu nutzen. Zur Reduzierung der Komponenten und zur Beschränkung der Produktionskosten kann die mindestens eine Ausgleichsmasse mittels des Rückstellmechanismus bewegbar an einem Träger angeordnet sein. Eine besonders einfache Anbringung ermöglicht das Anvulkanisieren der mindestens einen Ausgleichsmasse, insbesondere auch im Hinblick auf den bei der erfindungsgemäßen Vorrichtung möglichen geringen Stellweg der Masse.
Eine andere Ausführung sieht vor, dass der tangentiale Aktuator als Piezoelement ausgebildet ist. Ein Piezoelement ist bei einem relativ kleinen benötigten Bauraum ein einfacher und wirkungsvoller Stellmechanismus und darüber hinaus verhältnismäßig preiswert. Zur Einsparung eines gegebenenfalls benötigten Rückstellmechanismus kann das Piezoelement als doppelt wirkendes Piezoelement ausgebildet sein, um die mindestens eine Ausgleichsmasse in Druck- und Zugrichtung zu bewegen.
Zur aktiven Verstellung der Ausgleichsvoπrichtung kann eine Steuerung zum Ansteuern des mindestens einen Stellmechanismus vorgesehen sein. Die Steuerung ermöglicht nicht nur eine angepasste Ansteuerung des Stellmechanismus bei wechselnden Drehzahlen, sondern auch eine Reaktion auf zusammengesetzte Schwingungen unterschiedlicher Ordnungen. Dabei erfolgt insbesondere zur Kompensation zusammengesetzter Schwingungen während einer Umdrehung der Welle ein kontinuierliches Verstellen der Ausgleichsmasse, so dass sich ein bei einer Umdrehung der Welle bereits ein Verstellweg der Ausgleichsmasse mit einer ganzen Reihe unterschiedlicher Auslenkungspositionen ergibt. Neben einer Steuerung des mindestens einen Stellmechanismus in Abhängigkeit des Motorkennfeldes ist auch eine aktive Steuerung in Abhängigkeit des momentanen Lastmoments an der angetriebenen Welle möglich. Dabei kann ein Sensor zum Aufnehmen des Lastmoments, bzw. des dynamischen Anteils des Lastmoments, an der angetriebenen Welle vorgesehen sein, der eine entsprechende Eingangsgröße für die Steuerung liefert. Bevorzugt kann dieser Sensor ein Dehnungsmessstreifen sein, der einfach auf der Welle anbringbar ist, schnell reagiert und kostengünstig ist. Alternativ kann der Sensor ein Piezoelement sein, das zwischen zwei Bestandteilen der angetriebenen Welle zwischengeschaltet werden muss und bei einer Anregung eine dem Lastmoment proportionale Spannung erzeugt, die wiederum direkt für den Stellmechanismus bzw. den Aktuator, bevorzugt ebenfalls ein Piezoelement, als Eingangsspannung genutzt werden kann.
Bevorzugt kann ein an der Welle fest angeordneter Massenträger vorgesehen sein und die mindestens eine Ausgleichsmasse ringförmig oder kreisförmig ausgebildet und drehbar auf einem Massenträger angeordnet sein. Bei einer gleichförmig homogenen oder periodisch verteilten ring- oder kreisförmigen Ausgleichsmasse, die drehbar auf dem Massenträger angeordnet ist, kann bereits mit einem einzelnen Stellmechanismus ein im Wesentlichen kinematisches Ausgleichsmoment bereitgestellt werden. Bei einer Drehung einer ringförmigen Ausgleichsmasse um die Achse der Welle können zusätzliche dynamische Momente annähernd vollständig vermieden werden, da die Ausgleichsmasse gleichmäßig um die Drehachse verteilt ist. Alternativ können zur Vermeidung zusätzlicher dynamischer Momente mindestens zwei Ausgleichsmassen vorgesehen sein und die Ausgleichsmassen gleichmäßig verteilt um die Welle, d.h. gleichmäßig in Bezug auf ihre Winkellage und Abstand zur Achse der Welle, auf dem Massenträger angeordnet sein. Dabei sind für eine gleichmäßige Verteilung zwei Ausgleichsmassen um 180° versetzt, drei Massen um 120° versetzt, vier Massen um 90° versetzt, usw. anzuordnen, um keine Unwucht zu erzeugen. Durch die gleichmäßige Anordnung mehrerer Ausgleichsmassen können bei einer gleichartigen Bewegung aller Massen das Einwirken äußerer Kräfte auf die angetriebene Welle verhindert, zusätzliche dynamische Momente im Wesentlichen vermieden und die tangentiale Kraftanregung der Ausgleichsmassen vollständig in ein entsprechendes Ausgleichsmoment an der angetriebenen Welle umgesetzt werden. Weiter entstehen durch das gleichmäßig verteilte Anbringen der mindestens einen Ausgleichsmasse auch keine zusätzliche Lagerbelastung der angetriebenen Welle, da die erfindungsgemäße Ausgleichsvorrichtung im Wesentlichen nach außen hin kräftefrei bleibt.
Eine vorteilhafte Ausgestaltung sieht vor, dass der mindestens eine Stellmechanismus auf dem Massenträger angeordnet ist. Hierdurch kann die erfindungsgemäße Ausgleichsvorrichtung einen Kontakt zu ortsfesten Konturen in der Umgebung der angetriebenen Welle vermeiden. Da sich damit auch die relative Position des Stellmechanismus zur Ausgleichsmasse nicht verändert, kann der Stellmechanismus mit einer relativ kleinen Relativgeschwindigkeit betätigt werden und das benötigte Kompensationsmoment direkt durch einen geeigneten Aktuator auf die am Massenträger angeordnete Ausgleichsmasse aufgebracht werden. Für eine gleichmäßige Bewegung und Auslenkung der Ausgleichsmasse zur Vermeidung zusätzlicher dynamischer Momente können mindestens zwei Stellmechanismen vorgesehen und die Stellmechanismen gleichmäßig um die Welle angeordnet sein. Die gleichmäßig verteilte Anordnung mehrerer Stellmechanismen um die angetriebene Welle herum verhindert eine Unwucht des Massenträgers, die ansonsten bei einer ungleichmäßigen Kraftanregung möglich ist. Bevorzugt ist daher für jede am Massenträger verteilte angeordnete Ausgleichsmasse mindestens ein Stellmechanismus und bei ring- oder kreisförmigen Ausgleichsmassen mindestens zwei Stellmechanismen vorgesehen.
In einer weiteren Ausführungsform sind die angetriebene Welle und das Antriebsrad relativ zueinander bewegbar ausgebildet, wobei der mindestens eine Stellmechanismus zwischen dem Antriebsrad und der angetriebenen Welle angeordnet ist, um die angetriebene Welle und das Antriebsrad zur Schwingungsreduktion im Zugmitteltrieb in und/oder entgegen der Drehrichtung der Welle relativ zueinander zu bewegen. Diese Ausführung verzichtet auf zusätzliche Ausgleichsmassen und Massenträger, sondern nutzt die vorhandenen Bauteile des Zugmitteltriebs, um an der Welle ein Kompensationsmoment zur Schwingungsreduktion im Zugmitteltrieb zu bewirken. Eine Variante der vorliegenden Erfindung sieht vor, dass die angetriebene Welle als Nockenwelle mit einem Nockenwellen-Verstellsystem zur Winkelverstellung der Steuerzeit ausgebildet ist, wobei die Nockenwelle gleichzeitig als Ausgleichsmasse ausgebildet ist und zur Schwingungsreduktion im Zugmitteltrieb in und/oder entgegen der Drehrichtung der Welle relativ zum Antriebsrad bewegbar ist. Durch die Kombination der Drehmomentausgleichsvorrichtung mit einem vorhandenen Nockenwellen-Verstell-system kann die vorhandene relativ zum durch das Antriebsmittel festgehaltene Antriebsrad bewegbare Nockenwelle gleichzeitig als Ausgleichsmasse zum Drehmomentausgleich genutzt werden. Dadurch bleiben das insgesamt vorhandene Trägheitsmoment der Nockenwelle und die daraus entstehenden Kräfte im Antriebsmittel im Wesentlichen unverändert. Darüber hinaus werden durch diese Bauteil-Kombination der Konstruktionsaufwand für das Antriebsrad, bevorzugt ein Kettenrad zum Eingriff in eine Steuerkette, und dessen Herstellkosten reduziert.
Ein besonders effiziente Ausbildung der Kombination des Nockenwellen-Verstellsystems mit dem Drehmomentausgleich sieht vor, dass das Nockenwellen-Verstellsystem ein Steuerzeit-Verstellmechanismus aufweist, wobei der mindestens eine Stellmechanismus zur Schwingungsreduktion mit dem Steuerzeit-Verstellmechanismus in Reihe geschaltet ist, oder wobei der mindestens eine Stellmechanismus durch den Steuerzeit- Verstellmechanismus ausgebildet ist. Die in Reihe geschalteten Stellmechanismen können die gleichen Verbindungskomponenten zur bewegbaren Masse nutzen und unabhängig von der Ansteuerung des jeweils anderen Mechanismus gleichzeitig die Masse bewegen. Ein gemeinsamer Stellmechanismus für die Winkelverstellung der Steuerzeit und zur Schwingungsreduktion des Zugmitteltriebs reduziert durch das Einsparen eines Stellmechanismus nicht nur den konstruktiven Aufwand, sondern kann auch ohne Überlagerungen mittels einer einzigen Steuerung angesteuert werden.
Die Erfindung betrifft auch die Verwendung eines Nockenwellen-Verstellsystems zur Winkelverstellung der Steuerzeit einer Nockenwelle als Ausgleichsvorrichtung zur Schwingungsreduktion in einem Zugmitteltrieb, wobei ein als tangential wirkender Aktua- tor ausgebildeter Stellmechanismus die Nockenwelle zur Schwingungsreduktion im Zugmitteltrieb in und/oder entgegen der Drehrichtung der Welle bewegt. Die Verwendung eines Nockenwellen-Verstellsystems zur gleichzeitigen Schwingungsreduktion im Zugmitteltrieb ermöglicht die Einsparung zusätzlicher Ausgleichsmassen und eine gemeinsame aufeinander abgestimmte Ansteuerung der Stellmechanismen. Die synergeti- sehen Effekte zwischen einem Nockenwellen-Verstellsystems und einer Ausgleichsvorrichtung zur Schwingungsreduktion können somit sowohl die Konstruktion vereinfachen als auch helfen Kosten einzusparen.
Weiter betrifft die vorliegende Erfindung ein Verfahren zur Schwingungsreduktion in einem Zugmitteltrieb, insbesondere für einen Verbrennungsmotor, mit einer angetriebenen Welle, einem Antriebsrad, das mit der angetriebenen Welle gekoppelt ist, und einem Antriebsmittel, wobei mindestens ein Stellmechanismus mindestens eine im Zugmitteltrieb relativ bewegbare Ausgleichsmasse bewegt, wobei das Verfahren das Ansteuern des mindestens einen Stellmechanismus mittels einer Steuerung, das Bewegen der mindestens einen Ausgleichsmasse mittels des Stellmechanismus in oder entgegen der Drehrichtung der Welle und das Erzeugen eines Kompensationsmoments an der angetriebenen Welle umfasst. Durch das erfindungsgemäße Verfahren kann passend zu den Schwingungen im Antriebsstrang bzw. zum auszugleichenden Lastmoment in einer angetriebenen Welle ein Kompensationsmoment zur Tilgung der dynamischen Anteile der Schwingungen bzw. des Lastmoments erzeugt werden. Dabei ist der notwendige Bewegungsweg der Ausgleichsmasse relativ gering, zum Teil nur wenige Millimeter oder bei einer entsprechend großen Ausgleichsmasse nur Bruchteile von Millimetern, und kann bei einem ebenfalls mit um die Achse der Welle umlaufenden Stellmechanismus direkt auf die Ausgleichsmasse aufgebracht werden. Die Ausgleichsmasse wird in diesem Verfahren durch den im Wesentlichen tangential wirkenden Stellmechanismus kraftangeregt, wodurch auf der angetriebenen Welle direkt ein Ausgleichsmoment erzeugt wird. Neben der minimalen Auslenkung der Ausgleichsmasse durch den Stellmechanismus ist durch die direkte Wirkung auf die angetriebene Welle auch die benötigte Masse klein, so dass die bei diesem Verfahren erzeugte zusätzlichen statischen Momente gering ausfallen. Durch die direkte Wirkung des Verfahrens über den Stellmechanismus und die Ausgleichsmasse kann die Anordnung der Masse und dessen Verschieblichkeit optimal aufeinander abgestimmt werden. Weiter bietet sich das erfindungsgemäße Verfahren durch die direkte Wirkung insbesondere auch für eine Regelung bzw. Steuerung des Verfahrens in Bezug auf die tatsächlich in der angetriebenen Welle auftretenden dynamischen Momentenbelastung, bzw. den dynamischen Schwingungsanteilen im Zugmitteltrieb, an. Insgesamt kann durch dieses Verfahren das Problem der Schwingungen im Zugmitteltrieb, bzw. der dadurch induzierten Wechselmomente in einer angetriebenen Welle deutlich reduziert und sogar nahezu getilgt werden, wodurch die Dimensionierung des Antriebsmittel und Antriebsrad eines Zugmitteltriebs bei einem Verbrennungsmotor verklei- nert werden kann bei einer gleichzeitig erhöhten Haltbarkeit der Antriebskette bzw. - riemen.
Günstigerweise kann das Verfahren zur Schwingungsreduktion das Bestimmen des dynamischen Drehmomentanteils an der angetriebenen Welle und das Ansteuern des mindestens einen Stellmechanismus unter Berücksichtigung des dynamischen Drehmomentanteils umfassen. Dadurch kann das an der angetriebenen Welle tatsächlich vorliegende Lastmoment, bzw. dessen dynamische Anteile, in der Ansteuerung des Stellmechanismus berücksichtigt werden. Für eine direkte Messung des dynamischen Drehmomentanteils kann die angetriebene Welle mit einem Sensor versehen sein, mittels dem der tatsächlich vorliegende dynamische Drehmomentanteil der angetriebenen Welle bestimmt wird. Darüber hinaus kann das dynamische Drehmoment an der angetriebenen Welle, bzw. das dynamische Schwingungsverhalten im Zugmitteltrieb, mithilfe indirekter Kennwerte, insbesondere des Motorkennfeldes eines Verbrennungsmotors, z.B. Drehzahl, Antriebsmoment, usw., ermittelt werden. Die Bestimmung des dynamischen Drehmomentanteils und des Schwingungsverhaltens des Zugmitteltriebs mithilfe indirekter Kennwerte ermöglicht es auf entsprechende Sensoren an der angetriebenen Welle zu verzichten.
Eine besondere Modifikation des Verfahrens zur Schwingungsreduktion sieht vor, dass die angetriebene Welle als Nockenwelle mit einem Nockenwellen-Verstellsystem zur Winkelverstellung der Steuerzeit ausgebildet ist und die Nockenwelle relativ zum Zugmitteltrieb bewegbar ist, das Verfahren umfasst weiter das Ansteuern des mindestens einen Stellmechanismus oder eines in Reihe zum Stellmechanismus angeordneten Steuerzeit- verstellmechanismus des Nockenwellen-Verstellsystems zur Winkelverstellung der Nockenwelle. Die Kombination des Verfahrens zum Drehmomentausgleich mit der Steuerzeitverstellung einer Nockenwelle ermöglicht eine Reihe von Synergieeffekten, die nicht nur das Trägheitsmoment und die Kettenkräfte im Wesentlichen auf das bereits vorhandene Maß einer entsprechenden Steuerzeitverstellung begrenzen, sondern insbesondere bei einer gemeinsamen Steuerung gegenläufige Bewegungen der Ausgleichsmasse verhindern.
Die vorliegende Erfindung wird im Folgenden anhand einer Zeichnung für vorteilhafte Ausführungsformen näher erläutert. Es zeigen: Fig. 1a eine stirnseitige Draufsicht einer Ausgleichsvorrichtung mit einer bewegbar angeordneten Ausgleichsmasse für einen erfindungsgemäßen Zugmitteltrieb,
Fig. 1 b eine stirnseitige Draufsicht einer weiteren Ausgleichsvorrichtung mit einer ringförmigen Ausgleichsmasse für einen erfindungsgemäßen Zugmitteltrieb,
Fig. 1c eine stirnseitige Draufsicht noch einer Ausgleichsvorrichtung mit zwei versetzt zueinander angeordneten Ausgleichsmassen für einen erfindungsgemäßen Zugmitteltrieb,
Fig. 1d ein Analogie-Schaltbild für die Ausgleichsvorrichtungen aus den Figuren 1a bis 1c,
Fig. 2 ein Schnitt in Längsrichtung durch eine angetriebene Welle mit einer Ausgleichsvorrichtung für einen erfindungsgemäßen Zugmitteltrieb,
Fig. 3 der relative Verfahrweg der Ausgleichsmassen über den Drehwinkel der angetriebenen Welle in einem erfindungsgemäßen Zugmitteltrieb,
Fig. 4a eine stirnseitige Draufsicht einer anderen Ausgleichsvorrichtung mit einer bewegbar angeordneten Welle zum Drehmomentausgleich für einen erfindungsgemäßen Zugmitteltrieb,
Fig. 4b ein Analogie-Schaltbild für die Ausgleichsvorrichtung auf Fig. 4a, und
Fig. 5 einen Schnitt durch ein Kettenrad und eine Nockenwelle mit einem Nockenwellen-Verstellsystem zur Verwendung als Ausgleichsvorrichtung zur Schwingungsreduktion in einem erfindungsgemäßen Zugmitteltrieb.
Die Figuren 1a bis 1c zeigen verschiedene Ausführungsformen einer Ausgleichsvorrichtung zur Schwingungsreduktion in einem Zugmitteltrieb in einer stirnseitigen Draufsicht. Dabei ist auf dem Massenträger 1 der Ausgleichsvorrichtung jeweils eine oder zwei Ausgleichsmassen 2 bewegbar angeordnet und die Ausgleichsmassen 2 jeweils mit einem Stellmechanismus 3 versehen, der die Ausgleichsmasse 2 in oder entgegen der Drehrichtung D der Welle 4 bewegen kann. In der in Fig. 1a dargestellten Ausgleichsvorrichtung ist nur eine Ausgleichsmasse 2 auf dem Massenträger 1 in einem Abstand zur Drehachse A der angetriebenen Welle 4 angeordnet. Diese Ausgleichsmasse 2 wird durch einen Stellmechanismus 3, der sich am Massenträger 1 abstützt bevorzugt auf einem Kreisbogen des Massenschwerpunkts der Ausgleichsmasse 2 um die Drehachse A in oder entgegen der Drehrichtung der Welle bewegt. Die Bewegung dieser einen exzentrisch angeordneten Ausgleichsmasse 2 erzeugt neben dem gewünschten Kompensationsmoment zur Schwingungsreduktion zusätzlich auch ein statisches und ein dynamisches Moment, die jedoch bei einer geringen Masse und kleinem Abstand zur Drehachse A gering gehalten werden können. Der dynamische Anteil kann durch die entsprechende Positionierung einer um 180° versetzten Gegenmasse auf den funktionsabhängigen Anteil reduziert werden.
Fig. 1b zeigt eine weitere Ausgleichsvorrichtung zur Schwingungsreduktion, bei der im Gegensatz zu Fig. 1a die auf dem Massenträger 1 bewegbar angeordnete Ausgleichsmasse 2 ringförmig ausgebildet ist, wobei der Massenschwerpunkt der ringförmigen Ausgleichsmasse in der Drehachse A der angetriebenen Welle 4 liegt. Die ringförmige Ausgleichsmasse 2 wird in der gezeigten Ausführungsform durch einen Stellmechanismus 3 bewegt. Bei der hier vorliegenden kreisbogenförmigen Bewegung B der ringförmigen Ausgleichsmasse 2 auf einem Kreisbogen um die Drehachse A der angetriebenen Welle 4 entstehen bei der Erzeugung des Kompensationsmoments zur Schwingungsreduktion keine zusätzlichen dynamischen Momente, da sich die Massenverhältnisse relativ zur Drehachse A der Welle nicht verändern. Bei einer tangentialen Bewegung mit einem Bewegungsanteil außerhalb der kreisbogenförmigen Bewegung B wird in diesem Fall jedoch ein geringes zusätzliches dynamisches Moment an der Welle erzeugt, wobei auch die radiale Bewegungskomponente bei einer gezielten Anregung bzw. Anordnung zusätzlich ausgleichend wirken kann.
Eine Ausgleichsvorrichtung mit zwei Ausgleichsmassen 2 ist in Fig. 1c dargestellt, wobei die Ausgleichsmassen 2 um 180° zueinander versetzt und im gleichen Abstand zur Drehachse A der angetriebenen Welle 4 auf dem Massenträger 1 angeordnet sind. Beide Ausgleichsmassen 2 sind jeweils mit einem Stellmechanismus 3 verbunden, die sich am Massenträger 1 abstützen und die Ausgleichsmassen 2 in die relativ zur Drehachse A gleiche Richtung in oder entgegen der Drehrichtung D der Welle drehen, d.h. bei einer um 180° versetzten Anordnung der Ausgleichsmassen 2 ist auch die Bewegungsrichtung um 180° versetzt. Die versetzte Anordnung und Bewegung der Ausgleichsmassen 2 verhindert unabhängig davon, ob die Ausgleichsmassen 2 eine kreisförmige Bewegung B oder eine tangentiale Bewegung mit einem nichtkreisbogenförmigen Anteil ausführen, die Erzeugung zusätzlicher dynamischer Momente, bzw. führt dazu, dass sich entstehende zusätzliche dynamische Momente im Wesentlichen ausgleichen.
Fig. 1d zeigt ein Analogie-Schaltbild eines erfindungsgemäßen Zugmitteltriebs 11 für die in den Figuren 1a bis 1c dargestellten Ausgleichsvorrichtungen. Am Knoten 12 ist der Zugmitteltrieb relativ zum Verbrennungsmotor festgelegt, wobei der Zugmitteltrieb an dem Knoten 12 mit dem Antriebsmittel mit der Steifigkeit CAm angreift. An dem Antriebsmittel mit der Steifigkeit CAm ist das Antriebsrad und die Welle, die fest miteinander verbunden sind, mit der Masse mAr+w gekoppelt, auf die Welle wirkt das zu kompensierende Lastmoment ML(t). Zwischen dem Antriebsrad und der Welle mit der Masse mAr+w und der Ausgleichsmasse 2 mit der Masse mAm wirkt der Stellmechanismus 3 mit der zeitabhängigen Stellbewegung u(t). Durch die Stellbewegung u(t) der Masse rrw, wird in dem Zugmitteltrieb ein Ausgleichsmoment MA(t), das als Trägheitsmoment relativ beschleunigten Masse mAm entsteht, zur Schwingungsreduktion im Zugmitteltrieb erzeugt.
Fig. 2 zeigt einen Schnitt in Längsrichtung durch eine Ausgleichsvorrichtung entsprechend der Fig. 1b. Der Massenträger 1 ist hier fest mit der angetriebenen Welle 4 verbunden und dreht sich zusammen mit der Welle 4 kreisförmig um die Drehachse A. Der Massenträger 1 kann dabei als separates von der eigentlichen Funktion der angetriebenen Welle 4 unabhängiges Bauteil ausgebildet sein, oder der Massenträger 1 kann gleichzeitig zu seiner Funktion als Träger der Ausgleichsmassen und gegebenenfalls der Stellmechanismen im Zugmitteltrieb als Antriebs- bzw. Abtriebsrad der Welle 4 genutzt werden. Der Massenträger 1 ist dieser Ausführungsform mit einer ringförmigen oder kreisförmigen Ausgleichsmasse 2 versehen, die drehbar um die Drehachse A der Welle 4 oder zumindest bewegbar auf dem Massenträger 1 befestigt ist. Der ebenfalls auf dem Massenträger 1 angeordnete Stellmechanismus 3 bewegt die Ausgleichsmasse 2 in oder entgegen der Drehrichtung D der Welle 4, wobei der Stellmechanismus 3 hier als hin- und herbewegendes Piezoelement ausgebildet ist. Auf einen Rückstellmechanismus kann bei einem solchen sich in Zug- und Druckrichtung bewegenden und Kraft ausübenden Piezoelement verzichtet werden. Der Stellmechanismus 3 wird durch eine Steuerung 5 über Steuerleitungen 8 aktiv angesteuert, um die dynamischen Anteile des an der angetriebenen Welle 4 anliegenden Lastmoments M zu kompensieren bzw. die Schwin- gungen im Zugmitteltrieb zu reduzieren. Zur aktiven Steuerung des Stellmechanismus 3 wird die Steuerung 5 von einem auf der angetriebenen Welle 4 angeordneten Dehnungsmessstreifen 6 mit über die Signalleitung 7 mit einer Eingangsgröße versorgt.
Zur Kompensierung oder Reduktion der Schwingungen im Zugmitteltrieb muss entsprechend dem momentan herrschenden Schwingungsverhalten bzw. den vorliegenden dynamischen Momenten in der angetriebenen Welle 4 die Ausgleichsmasse 2 in Abhängigkeit von der momentanen Winkelstellung der angetriebenen Welle 4 während einer Umdrehung in unterschiedlicher Weise ausgelenkt werden. Fig. 3 zeigt beispielhaft den relativen Verfahrweg der Ausgleichmasse 2 in Abhängigkeit der Drehwinkelstellung der angetriebenen Welle 4 während einer Umdrehung der Welle. Dabei erfolgt während einer Drehung der Welle sowohl eine kontinuierliche Vor- und Zurückbewegung der Ausgleichsmasse 2, aber auch ein Verharren der Ausgleichsmasse auf einer ausgelenkten Position. Der absolute Verfahrweg einer Ausgleichsmasse 2 ist abhängig von deren Masse und Positionierung gegenüber der Drehachse A der angetriebenen Welle 4. An dem relativen Verfahrweg der Ausgleichsmasse 2 in Fig. 3 lässt sich erkennen, dass die Ausgleichsmasse 2 nicht nur einfach bewegt sondern auch kontinuierlich in Abhängigkeit der momentanen Schwingungssituation ausgelenkt wird. Dabei ist zu berücksichtigen, dass dieses drehwinkelabhängige Verfahrprofil von der Ausgleichsvorrichtung in sehr kleinen Zeiträumen abgearbeitet wird, z.B. bei einer Motordrehzahl von 3.000 U/min innerhalb von 40 ms.
Fig. 4a zeigt eine andere Ausführungsform einer Ausgleichsvorrichtung eines erfindungsgemäßen Zugmitteltriebs zur Schwingungsreduktion. Bei dieser Ausführungsform wird die bewegbar angeordnete Ausgleichsmasse direkt von der angetriebenen Welle 4 gebildet, d.h. der Zugmitteltrieb kommt ohne Massenträger 1 zur Anordnung der Ausgleichsmasse 2 aus. Falls die Festlegung des Antriebsrads im Steuermitteltrieb eine Bewegung relativ zum Zugmitteltrieb ermöglicht, kann alternativ auch das Antriebsrad bzw. ein anderes geeignetes Bauteil, als Ausgleichsmasse fungieren und zur Erzeugung eines Kompensationsmoments bewegt werden.
Die in Fig. 4a gezeigte Ausgleichsvorrichtung kann dabei nicht nur zur Erzeugung eines Kompensationsmoments zum Ausgleich des dynamischen Anteils des Lastmoments M, d.h. zur Schwingungsreduktion im Antriebsmittel, sondern gleichzeitig auch zur Winkelverstellung der Welle, hier eine Nockenwelle, dienen und somit eine Veränderung des Zündzeitpunkts im Verbrennungsmotor bewirken. Bei bekannten Nockenwellen- Verstellsystemen zur Steuerzeit-Verstellung ist das Antriebsrad 9, das gleichzeitig auch eine Verzahnung zum Eingriff in eine Antriebskette bzw. eine Lauffläche für einen Riemen aufweisen kann, relativ beweglich zur angetriebenen Nockenwelle 4, um die Welle 4 herum angeordnet und mit einem Steuerzeit-Verstellmechanismus versehen, der eine Bewegung des Antriebsrad 9 gegenüber der Nockenwelle 4 in Abhängigkeit einer gewünschten Leistungscharakteristik des Motors ermöglicht. Bei der relativen Bewegungen der Nockenwelle 4 gegenüber dem Antriebsrad 9 kann sich je nach Bezugspunkt auch die Lage des Antriebsrads 9 gegenüber der Nockenwelle 4 verstellen.
Bei dieser Stellvorrichtung erfolgt eine Bewegung der als Ausgleichsmasse dienenden angetriebenen Welle 4 mittels des Stellmechanismus 3 ebenfalls in oder entgegen der Drehrichtung D der Welle 4. Da die Welle 4 gegenüber dem Antriebsrad 9 um ihre eigene Achse A bewegbar und geführt ist, erfolgt die Bewegung des „Massenkörpers" in einer kreisbogenförmigen Bewegung B um die Drehachse A der Welle 4. Dabei kann die Welle 4 als Nockenwelle durch den Stellmechanismus 3 sowohl zur langfristigen Winkelverstellung der Steuerzeit als auch zum momentanen Erzeugen eines Kompensationsmoments an der Nockenwelle 4 bewegt werden. Neben einem einzelnen Stellmechanismus 3 können auch zwei in Reihe geschaltete Stellmechanismen vorgesehen sein, die unabhängig voneinander die Winkelverstellung der Nockenwelle gegenüber dem Antriebskettenrad und die Bewegung der Welle gegenüber dem Zugmitteltrieb zum Erzeugen eines auf die aktuelle Drehwinkelstellung abgestimmten Kompensationsmoments bewirken.
Fig. 4b zeigt ein Analogie-Schaltbild eines erfindungsgemäßen Zumitteltriebs 11 für die in der Fig. 4a dargestellte Ausgleichsvorrichtung. Wiederum ist der Zugmitteltrieb am Knoten 11 relativ zum Verbrennungsmotor festgelegt und an der zweiten Seite des Knotens 12 das Antriebsmittel des Zugmitteltriebs mit einer Steifigkeit CAm angeordnet. An dem Antriebsmittel mit der Steifigkeit CAm ist das Antriebsrad mit der Masse mAr angekoppelt. Zwischen dem Antriebsrad mit der Masse mAr und der angetriebenen Welle mit der Masse mw, an der das Lastmoment ML(t) der angetriebenen Nockenwelle angreift, wirkt der Stellmechanismus 3 mit der zeitabhängigen Stellbewegung u(t). Durch die Stellbewegung u(t) der angetriebenen Welle mit der Masse mw wird in dem Zugmitteltrieb ein Ausgleichsmoment MA(t) zur Schwingungsreduktion im Zugmitteltrieb erzeugt, ohne eine zusätzliche Masse in das System des Zugmitteltriebs integrieren zu müssen. Fig. 5 zeigt einen Schnitt durch ein Kettenrad und eine Nockenwelle mit einem Nockenwellen-Verstellsystem, das durch den Einsatz eines tangential wirkenden Aktuators zur Schwingungsreduktion in einem erfindungsgemäßen Zugmitteltrieb verwendbar ist. Das Antriebsrad 9 ist in einen inneren Teil 13 und einen äußeren Teil 14 getrennt, wobei der innere Teil 13 und der äußere Teil 14 des Antriebsrad 9 durch geeignete Lager 15 relativ zueinander gleitend bewegbar sind. Der äußere Teil 14 des Antriebsrads 9 ist mit einem Zahnkranz 16 zum Eingriff des als Antriebskette ausgebildeten Antriebsmittel versehen. Der innere Teil 13 des Antriebsrads 9 ist fest mit der Welle 4 verbunden, z.B. durch Aufpressen, und dreht sich zusammen mit der Welle 4 um die Achse A. Die Anordnung eines oder mehrerer Stellmechanismen 3 zwischen den nach Außen vorstehenden Armen des inneren Teils 13 und den nach Innen ragenden Armen des äußeren Teils 14 des Antriebsrads 9 ermöglicht eine Bewegung der Welle 4 mit dem inneren Teil 13 in und/oder entgegen der Drehrichtung D der angetriebenen Welle auf einem Kreisbogen B um die Achse A relativ zu dem äußeren Teil 14 des Antriebsrads 9 sowie der daran angreifenden Antriebskette, die den Zugmitteltrieb gegenüber den Verbrennungsmotor festlegt.
Im Folgenden wird die Wirkungs- und Funktionsweise des oben beschriebenen Zugmitteltriebs bzw. der Ausgleichsvorrichtung zur Schwingungsreduktion einer angetriebenen Welle näher erläutert.
Die erfindungsgemäße Ausgleichsvorrichtung bewirkt durch die Relativbewegung der Ausgleichsmassen 2 gegenüber dem zugeordneten Zugmitteltrieb bzw. der angetriebenen Welle 4 ein Kompensationsmoment, das bei einer geeigneten Ansteuerung der Stellmechanismen zur Tilgung oder Reduzierung der dynamischen Anteile des an der angetriebene Welle 4 aufgeprägten Lastmoments und damit zur Schwingungsreduktion im Zugmitteltrieb selbst führt. Zur Verringerung der dynamischen Anteile des Lastmoments M reicht bereits eine periodische Anregung der Ausgleichsmassen 2 durch den Stellmechanismus 3, die mechanisch durch Nocken, Federn oder Verzahnungen einer gegenüber der angetriebenen Welle 4 ortsfesten Kontur erreicht werden kann. Mit einer derartigen rein periodischen Relativbewegung lassen sich insbesondere die im Resonanzbereich der angetriebenen Welle 4 auftretenden maximalen dynamischen Momente und damit auch die Resonanz-Schwingungen im Zugmitteltrieb reduzieren. Demgegenüber kann bei einer aktiven Steuerung der Stellmechanismen 3 mittels einer Steuerung 5 eine Tilgung oder Reduzierung der dynamischen Anteile des Lastmoments M bzw. der Schwingungen über den gesamten Drehzahlbereich der Welle 4, oder zumindest über einen großen Bereich davon, erreicht werden. Eine aktive Ansteuerung des Stellmechanismus 3 durch die Steuerung 5 kann sowohl in Abhängigkeit eines vorliegenden Motorkennfeldes, als auch mittels der Messung des tatsächlich an der angetriebenen Welle 4 anliegenden dynamischen Drehmoments als proportionale Größe für die Schwingungen im System erfolgen.
Mit einem erfindungsgemäßen Zugmitteltrieb mit Ausgleichsvorrichtung wird das benötigte Kompensationsmoment direkt durch die mittels eines Aktuators in oder entgegen der Drehrichtung D der Welle 4 drehbaren Ausgleichsmasse 2 aufgebracht. Mittels des als Aktuator ausgebildeten Stellmechanismus 3, z.B. einem Piezoelement, werden die Ausgleichsmassen 2 tangential kraftangeregt, wodurch ein entsprechendes Reaktionsmoment auf der Welle zur Kompensation des dynamischen Anteils des Lastmoments M und damit der Schwingungen im Zugmitteltrieb erzeugt wird. Durch die direkte Momentenerzeugung sind nur kleine Relativwege der Ausgleichsmasse 2 notwendig, so dass die notwendigen Auslenkungswege der Ausgleichmassen 2 zum Teil nur wenige Millimeter oder bei großen Massen weniger als ein Millimeter betragen. Diese geringe Auslenkung der Ausgleichsmasse 2 ermöglicht die Nutzung schneller und steuerungsfähiger Stellmechanismen 3, z.B. Piezoelemente, wodurch die Ausgleichsvorrichtung flexibel einsetzbar und der Schwingungsausgleich auf die Drehzahl anpassbar ist. Durch die direkte Momentenerzeugung mittels der tangentialen Kraftanregung der Ausgleichmassen 2 lässt sich auch der sich ergebende Momentenvektor gegenüber der Drehachse A der Welle 4 verschieben und damit die Ausgleichsmassen 2 in Abhängigkeit der Relativwege frei anordnen und dimensionieren.
Die direkte Krafteinbringung durch tangential wirkende Aktuatoren ermöglicht die direkte Kompensation des dynamischen Anteils der Schwingungen bzw. des gemessenen Lastmoments M. Das an einer angetriebenen Welle 4 anliegende Lastmoment M kann dabei beispielsweise mittels eines Dehnungsmessstreifens 6 gemessen werden, dessen Ausgangsspannung direkt als Eingangsgröße für den Stellmechansimus, bzw. Aktuator, oder als Eingangsgröße für eine den Stellmechanismus 3 ansteuernde Steuerung 5 genutzt werden kann, wobei der angesteuerte Stellmechanismus 3 die notwendige Kraft zum Bewegen der Ausgleichsmasse 2 im Wesentlichen tangential auf die Ausgleichsmasse 2 aufbringt und so ein entsprechendes Kompensationsmoment erzeugt. Darüber hinaus kann eine direkte Ansteuerung des Stellmechanismus 3 erreicht werden, indem das dynamische Drehmoment an der angetriebenen Welle 4 mittels eines Piezo- elements aufgenommen wird, wobei das Piezoelement im Prinzip frei auf dem bewegten System angeordnet werden kann. Eine besonders sinnvolle Anordnung ist ein spiegelbildlicher Aufbau zur Ausgleichsvorrichtung, wobei das Piezoelement mit einem Ende am Massenträger befestigt wird, während das andere Ende mit einer (kleinen) Masse versehen ist. Hierdurch erzeugt das Piezoelement ein Ausgangssignal, das proportional zum Trägheitsmoment ist, anstatt zur elastischen Auslenkung. So befinden sich Mess- und Stellgröße in derselben Ableitungsordnung (2. Ordnung/Beschleunigung), wodurch eine direkte ungesteuerte Schaltung zur Kompensation der Momente möglich wird. Die Ausgangsspannung des Piezoelements dient dann direkt als Eingangsgröße für den Stellmechanismus 3, beispielsweise ebenfalls ein Piezoelement, das dann die tangentiale Kraftanregung der Ausgleichsmasse 2 aufbringt, um ein dem dynamischen Anteil des Lastmoments M proportionales Kompensationsmoment an der angetriebenen Welle 4 zu erzeugen.
Die mindestens eine Ausgleichsmasse 2 einer erfindungsgemäßen Drehmoment- Ausgleichsvorrichtung ist im Falle einer einzelnen Masse bevorzugt als ringförmige oder kreisförmige Ausgleichsmasse 2 ausgebildet, die drehbar um die Drehachse A der Welle auf dem Massenträger 1 angeordnet ist. Diese ring- oder kreisförmige Ausgleichsmasse 2 wird durch den tangential wirkenden Aktuator in eine Drehung auf einem Kreisbogen in oder entgegen der Drehrichtung der Welle versetzt. Da sich diese ring- oder kreisförmige Ausgleichsmasse 2 um die Drehachse A der angetriebenen Welle 4 dreht, entstehen keine zusätzlichen dynamischen Momente. Als zweite Möglichkeit zusätzliche dynamische Momente zu verhindern, ist die gleichmäßig versetzte Anordnung mehrerer Ausgleichsmassen 2 um die Drehachse A der Welle 4 herum mit einem jeweils gleichen Abstand zueinander sowie einem gleichen Abstand zur Drehachse A. Solange alle einzelnen Ausgleichsmassen 2 gleichartig relativ zur Drehachse A angeregt werden, entsteht unabhängig davon, ob eine Anregung auf einem Kreisbogen oder einer Tangente eines Kreises erfolgt, kein zusätzlich dynamisches Moment. Durch das paarweise oder gleichmäßige Anbringen der Ausgleichsmassen 2 bleibt die Ausgleichsvorrichtung bei gleicher Ansteuerung der Ausgleichsmassen 2 nach außen hin kräftefrei, so dass auch keine zusätzliche Lagerbelastung entsteht. Die vorliegende Ausgleichsvorrichtung ermöglicht ein Drehmomentenausgleich einer angetriebenen Welle mit kleinen Ausgleichsmassen 2 und einer kleinen Auslenkung der Ausgleichsmasse 2 über tangential kraftangeregte Aktuatoren. Durch die geringen zusätzlich notwendigen Ausgleichsmassen bzw. durch den Verzicht auf zusätzliche Massen können auch die zusätzlichen statischen Momente durch die Ausgleichsvorrichtung gering gehalten werden, beispielsweise wenn der Massenträger 1 gleichzeitig als Antriebs- oder Abtriebsrad der Welle 4 genutzt wird oder die angetriebene Welle 4 selbst als Ausgleichsmasse 2 dient. Auch bei nicht vollständig ausgeglichen angeordneten Ausgleichsmassen 2 bzw. ungleichen oder einseitigen Bewegungen der Ausgleichsmasse 2 sind durch die kleinen Auslenkungswege und kleinen Massen die zusätzlichen dynamischen Momente relativ gering.
Eine andere mögliche Ausführungsform sieht vor, eine reine Ausgleichsvorrichtung zur Schwingungsreduktion in einem erfindungsgemäßen Zugmitteltrieb, im Falle eines Steuertriebs, nockenwellenseitig zu installieren, um eine spreizungsabhängige Wirkung zu erreichen.
Bei der in Fig. 4a gezeigten Kombination eines Nockenwellen-Verstellsystems herkömmlicher Bauart in einem Zugmitteltrieb mit einer Ausgleichsvorrichtung entsprechend der vorliegenden Erfindung, wird die Wirkungsweise der einzelnen Funktionen nicht verändert, obwohl beide Funktionen durch eine einzige Vorrichtung bewirkt werden. Die Winkelverstellung der Steuerzeit erfolgt bei dieser Vorrichtung durch den Stellmechanismus 3 in Abhängigkeit einer für den jeweiligen Leistungsbereich oder Betriebszustand des Motors gewünschten Einstellung die von den Schwingungen im Zugmitteltrieb bzw. dem momentanen Lastmoment M an der Nockenwelle völlig unabhängig ist. Im Gegensatz zur Winkelverstellung der Steuerzeit hängt die Ansteuerung zur Schwingungsreduktion direkt von Schwingungen oder dem an der Welle 4 anliegenden Lastmoment M, bzw. dessen dynamischer Anteile, ab, die wiederum von der momentanen Beschleunigung der Welle 4 mittels des Antriebsrads abhängen. In dieser kombinierten Vorrichtung ist die Ansteuerung der Ausgleichsmasse zur Schwingungsreduktion mit der Winkelverstellung der Steuerzeit überlagert, obwohl die einzelnen Funktionen auf unterschiedlichen Ebenen wirken. Die Schwingungen des Zugmitteltriebs bzw. der dynamische Anteil des Lastmoments M verändern sich bereits im Laufe der Drehung der Welle 4 um die Drehachse A um wenige Winkelgrade, während die Steuerzeit-Verstellung eine längerfristige, von der Drehung der Welle und der Drehwinkelstellung unabhängigen Lageverstellung der Nockenwelle 4 zu deren Antrieb durch das Antriebsmittel bewirkt, d.h. für eine sehr große Anzahl von Umdrehungen der Nockenwelle 4 bzw. für einen bestimmten Betriebsbereich des Motors. Um diese auf unterschiedlichen Ebenen wirkenden Funktionen zu bewältigen, muss der Stellmechanismus 3 sowohl einen entsprechenden Hub in oder entgegen der Drehrichtung D der Nockenwelle 4 bereitstellen, als auch die notwendige Reaktionsgeschwindigkeit zum Erzeugen eines Kompensationsmoments aufweisen.

Claims

Ansprüche
1. Zugmitteltrieb mit einer Ausgleichsvorrichtung zur Schwingungsreduktion, insbesondere für einen Verbrennungsmotor, mit einer angetriebenen Welle (4), einem Antriebsrad (9), das mit der angetriebenen Welle (4) gekoppelt ist, einem Antriebsmittel, mindestens eine im Zugmitteltrieb relativ bewegbare Ausgleichsmasse und mindestens einen Stellmechanismus (3) zum Bewegen der mindestens einen Ausgleichsmasse (2), dadurch gekennzeichnet, dass die mindestens eine Ausgleichsmasse (2) in oder entgegen der Drehrichtung (D) der Welle (4) bewegbar ist und der mindestens eine Stellmechanismus (3) als sich tangential bewegender, aktiv wirkender Aktuator ausgebildet ist, um die mindestens eine Ausgleichsmasse (2) zur Schwingungsreduktion im Zugmitteltrieb in und/oder entgegen der Drehrichtung (D) der Welle (4) zu bewegen.
2. Zugmitteltrieb nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die mindestens eine Ausgleichsmasse (2) auf einem Kreisbogen in oder entgegen der Drehrichtung (D) der Welle (4) bewegbar ist.
3. Zugmitteltrieb nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die mindestens eine Ausgleichsmasse (2) auf einer Tangente eines Kreises um die Achse (A) der Welle (4) in oder entgegen der Drehrichtung (D) der Welle (4) bewegbar ist.
4. Zugmitteltrieb nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass mindestens zwei Stellmechanismen (3) vorgesehen sind und die Stellmechanismen (3) gleichmäßig um die Welle (4) angeordnet sind.
5. Zugmitteltrieb nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass der tangential wirkende Aktuator als Piezoelement ausgebildet ist.
6. Zugmitteltrieb nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass das Piezoelement als doppeltwirkendes Piezo- element ausgebildet ist, um die mindestens eine Ausgleichsmasse (2) in Druck- und Zugrichtung zu bewegen.
7. Zugmitteltrieb nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass ein Rückstellmechanismus vorgesehen ist, der an der mindestens einen Ausgleichsmasse (2) zum Rückstellen der Bewegung der Ausgleichsmasse angeordnet ist.
8. Zugmitteltrieb nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass eine Steuerung (5) zum Ansteuern des mindestens einen Stellmechanismus (3) vorgesehen ist.
9. Zugmitteltrieb nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass ein Sensor zum Aufnehmen des Lastmoments (M) in der angetriebenen Welle (4) vorgesehen ist.
10. Zugmitteltrieb nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, dass der Sensor ein Dehnungsmessstreifen (6) ist.
11. Zugmitteltrieb nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, dass der Sensor ein Piezoelement ist.
12. Zugmitteltrieb nach einem der Ansprüche 1 bis 11 , dadurch gekennzeichnet, dass ein an der Welle (4) fest angeordneter Massenträger (1) vorgesehen ist, wobei die mindestens eine Ausgleichsmasse (2) an dem Massenträger (1) angeordnet ist.
13. Zugmitteltrieb nach Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, dass die mindestens eine Ausgleichsmasse (2) ringförmig oder kreisförmig ausgebildet ist und drehbar auf dem Massenträger (1) angeordnet ist.
14. Zugmitteltrieb nach Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, dass mindestens zwei Ausgleichsmassen (2) vorgesehen sind, wobei die Ausgleichsmaßen (2) gleichmäßig um die Welle (4) auf dem Massenträger (1) angeordnet sind.
15. Zugmitteltrieb nach einem der Ansprüche 12 bis 14, dadurch gekennzeichnet, dass der mindestens eine Stellmechanismus (3) auf dem Massenträger (1) angeordnet ist.
16. Zugmitteltrieb nach einem der Ansprüche 1 bis 11 , dadurch gekennzeichnet, dass die angetriebene Welle (4) und das Antriebsrad relativ zueinander bewegbar ausgebildet sind, wobei der mindestens eine Stellmechanismus (3) zwischen dem Antriebsrad und der angetriebenen Welle (4) angeordnet ist, um die angetriebene Welle und das Antriebsrad zur Schwingungsreduktion im Zugmitteltrieb in und/oder entgegen der Drehrichtung (D) der Welle (4) relativ zueinander zu bewegen.
17. Zugmitteltrieb nach Anspruch 16, dadurch gekennzeichnet, dass die angetriebene Welle als Nockenwelle mit einem Nockenwellen-Verstellsystem zur Winkelverstellung der Steuerzeit ausgebildet ist, wobei die Nockenwelle gleichzeitig als Ausgleichsmasse ausgebildet ist und zur Schwingungsreduktion im Zugmitteltrieb in und/oder entgegen der Drehrichtung (D) der Welle (4) relativ zum Antriebsrad bewegbar ist.
18. Zugmitteltrieb nach Anspruch 17, dadurch gekennzeichnet, dass das Nockenwellen-Verstellsystem ein Steuerzeit- verstellmechanismus aufweist, wobei der mindestens eine Stellmechanismus (3) zur Schwingungsreduktion mit dem Steuerzeitverstellmechanismus in Reihe geschaltet ist, oder wobei der mindestens eine Stellmechanismus (3) zum Drehmomentausgleich durch den Steuerzeit-Verstellmechanismus ausgebildet ist.
19. Verwendung eines Nockenwellen-Verstellsystems zur Winkelverstellung der Steuerzeit einer Nockenwelle als Ausgleichsvorrichtung zur Schwingungsreduktion im Zugmitteltrieb, wobei ein als tangential wirkender Aktuator ausgebildeter Stellme- chanismus die Nockenwelle zur Schwingungsreduktion im Zugmitteltrieb in und/oder entgegen der Drehrichtung (D) der Welle (4) bewegt.
20. Verfahren zur Schwingungsreduktion in einem Zugmitteltrieb, insbesondere für einen Verbrennungsmotor, mit einer angetriebenen Welle (4), einem Antriebsrad, das mit der angetriebenen Welle (4) gekoppelt ist, und einem Antriebsmittel, wobei mindestens ein Stellmechanismus (3) mindestens eine im Zugmitteltrieb relativ bewegbare Ausgleichsmasse bewegt, das Verfahren umfasst:
- Ansteuern des mindestens einen Stellmechanismus (3) zur Schwingungsreduktion im Zugmitteltrieb mittels einer Steuerung,
- Bewegen der mindestens einen Ausgleichsmasse (2) mittels des Stellmechanismus (3) in und/oder entgegen der Drehrichtung (D) der Welle (4), und
- Erzeugen eines Kompensationsmoments an der angetriebenen Welle (4).
21. Verfahren zur Schwingungsreduktion nach Anspruch 20 , das Verfahren umfasst weiter:
- Bestimmen des dynamischen Drehmomentanteils an der angetriebenen Welle (4), und
- Ansteuern des mindestens einen Stellmechanismus (3) unter Berücksichtigung des dynamischen Drehmomentanteils.
22. Verfahren zur Schwingungsreduktion nach Anspruch 21 , wobei der dynamische Drehmomentanteil der angetriebenen Welle (4) mittels eines Sensors an der angetriebenen Welle (4) bestimmt wird.
23. Verfahren zur Schwingungsreduktion nach Anspruch 21 , wobei der dynamische Drehmomentanteil an der angetriebenen Welle (4) mithilfe indirekter Kennwerte der angetriebenen Welle (4), insbesondere des Motorkennfeldes eines Verbrennungsmotors, und entsprechender Kennwerte, insbesondere Geschwindigkeit und Antriebsmoment, ermittelt wird.
24. Verfahren zur Schwingungsreduktion nach einem der Ansprüche 20 bis 23, wobei die angetriebene Welle (4) als Nockenwelle mit einem Nockenwellen- Verstellsystem zur Winkelverstellung der Steuerzeit ausgebildet ist und die Nockenwelle relativ zum Zugmitteltrieb bewegbar ist, das Verfahren umfasst weiter: - Ansteuern des mindestens einen Stellmechanismus (3) oder eines in Reihe zum Stellmechanismus angeordneten Steuerzeitverstellmechanismus des Nockenwellen-Verstellsystem zur Winkelverstellung der Nockenwelle.
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