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Die vorliegende Erfindung betrifft eine Antriebsvorrichtung mit einer Brennkraft- maschine mit innerer Verbrennung, mindestens einer Schwungmasse und einer Kraftübertragungseinrichtung.
Das Drehmoment, das von Brennkraftmaschinen mit innerer Verbrennung abge- geben wird, ist im Allgemeinen periodisch schwankend. Dies hat seine Ursache darin, dass die Gaskräfte, die auf die Kolben wirken, einen vorgegebenen zeitli- chen Verlauf haben und darin, dass durch den Kurbeltrieb je nach Stellung der Kurbelwelle eine unterschiedliche Umsetzung der auf den Kolben wirkenden Kräfte in ein Antriebsmoment erfolgt. Die daraus resultierende Ungleichförmig- keit der Drehbewegung ist eine wesentliche Ursache für die Geräuschentwicklung im Getriebe und für die Belastung und Abnützung der einzelnen Komponenten des Antriebsstranges.
Um diese Probleme in Grenzen zu halten, werden übli- cherweise Systeme von Schwungmassen und Torsionsschwingungsdämpfern vorgesehen, die gewährleisten, dass der Ungleichförmigkeitskoeffizient
8 = (#max - #min)/ #m (1) an der Getriebeeingangswelle einen ausreichend niedrigen Wert annimmt. Dabei bedeutet #min den Minimalwert der Winkelgeschwindigkeit der Welle, comax den Maximalwert der Winkelgeschwindigkeit der Welle und #m den Mittelwert der Winkelgeschwindigkeit. Nachteilig ist dabei jedoch, dass grosse Schwungmassen das dynamische Verhalten der Brennkraftmaschine beeinträchtigen und in den Torsionsschwingungsdämpfern beträchtliche Energiemengen dissipiert werden.
Dies führt nicht nur zu einer Erhöhung des Kraftstoffverbrauches, sondern auch zu einer beträchtlichen Erwärmung der Bauteile, so dass aufwendige Massnahmen zur Abführung der Verlustwärme vorgesehen werden müssen. Die oben be- schriebenen Probleme treten insbesondere bei Antriebssystemen für Nutzfahr- zeuge auf.
Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist es, die obigen Nachteile zu vermeiden und eine Antriebsvorrichtung zu schaffen, bei der die Drehmomentabgabe mög- lichst gleichförmig erfolgt. Dabei soll mit möglichst kleinen Schwungmassen und einer geringen Energiedissipation in Schwingungsdämpfern das Auslangen ge- funden werden.
Erfindungsgemäss ist vorgesehen, dass die Schwungmasse mit der Brennkraftma- schine über ein Getriebe mit periodisch veränderlichem Übersetzungsverhältnis
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in Verbindung steht. Wesentlich an der vorliegenden Erfindung ist, dass die Un- gleichförmigkeit des Drehmomentverlaufes der Brennkraftmaschine in Abhängig- keit vom Kurbelwinkel durch ein Getriebe kompensiert wird, das einen ungleich- förmigen Antrieb der Schwungmasse gegenüber der Brennkraftmaschine bewirkt.
Auf diese Weise können Torsionsschwingungen dynamisch kompensiert werden, ohne Energie zu dissipieren. Die Schwungmasse kann dabei in üblicher Weise als Kupplungshälfte einer Schaltkupplung ausgebildet sein, oder auch als getrennter Bauteil ausgeführt sein. Bei einer Antriebsvorrichtung für ein Kraftfahrzeug wird es sich bei der Kraftübertragungseinrichtung im Allgemeinen um ein Schaltge- triebe handeln. In einer Minimalvariante wirkt der Antriebsstrang selbst als Schwungmasse, mit der die Brennkraftmaschine in ungleichförmiger Weise in Verbindung steht.
In einer bevorzugten Ausführungsvariante der Erfindung ist vorgesehen, dass die Kraftübertragungseinrichtung direkt mit der Schwungmasse verbunden ist. In diesem Fall erfolgt ein gleichsam kinematischer Ausgleich der ungleichförmigen Bewegung der Brennkraftmaschine. Bei gleichmässiger Drehung der Kraftübertra- gungseinrichtung wird auf diese Weise bewirkt, dass die Kurbelwelle der Brenn- kraftmaschine eine Drehbewegung mit periodisch schwankender Winkelge- schwindigkeit ausführt. Bei geeigneter Abstimmung des Getriebes mit periodisch veränderlichem Übersetzungsverhältnis wird dabei durch periodische Beschleuni- gung und Verzögerung der Kurbelwelle und der mit ihr in Verbindung stehenden beweglichen Teile der Brennkraftmaschine ein innerer Ausgleich des schwanken- den Antriebsmoments bewirkt.
Eine alternative Ausführungsvariante der Erfindung geht von einem gleichsam dynamischen Massenausgleich aus, wobei die Brennkraftmaschine eine gleich- mässige Drehbewegung ausführt und die Drehmomentschwankungen durch die ungleichmässige Drehbewegung der Schwungmasse aufgenommen werden. be- vorzugt ist hierbei vorgesehen, dass die Schwungmasse und die Kraftübertra- gungseinrichtung an unterschiedlichen Enden einer Kurbelwelle der Brennkraft- maschine angeordnet sind. Bei dieser Lösung ist jedoch zu beachten, dass die Kurbelwelle der Brennkraftmaschine durch die Ausgleichsmomente zusätzlich auf Torsion belastet wird.
In einer weiteren bevorzugten Ausführungsvariante der Erfindung ist vorgese- hen, dass das Getriebe mit periodisch veränderlichem Übersetzungsverhältnis mindestens ein Kardangelenk aufweist. Es ist bekannt, dass ein einzelnes Kar- dangelenk eine ungleichmässige Übertragungsfunktion aufweist, wobei der Grad der Ungleichmässigkeit von dem Winkel a abhängt, in dem die Antriebswelle und
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die Abtriebswelle des Kardangelenks gegeneinander geneigt sind. Die Übertra- gungsfunktion ist periodisch mit zwei vollen Schwingungen pro Umdrehung und lässt sich mathematisch folgendermassen darstellen:
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cosa a stellt dabei den Winkel zwischen den Wellen des Kardangelenkes dar und # ist der Drehwinkel.
Für kleine Werte von a gilt näherungsweise u = 1 - α2cos2# (3) Der Ungleichförmigkeitskoeffizient 8 der Bewegung eines Kardangelenkes beträgt # = sin2α (4) cosa Für kleine a gilt daher näherungsweise # = α2 (5) Wenn es aus konstruktiven Gründen erwünscht ist, dass die Achse der Kurbel- welle der Brennkraftmaschine parallel mit der Achse der Getriebeeingangswelle ist, ist vorzugsweise vorgesehen, dass das Getriebe mit periodisch veränderli- chem Übersetzungsverhältnis zwei Kardangelenke aufweist, die über eine Kar- danwelle miteinander verbunden sind.
Da im Gegensatz zu herkömmlichen Kar- danantrieben eine ungleichförmige Übertragung notwendig ist, dürften in einem solchen Fall die Kardangelenke nicht parallel zueinander ausgerichtet sein, son- dern müssen um einen Winkel gegeneinander verdreht sein. Die höchste Un- gleichförmigkeit ergibt sich bei einem Winkel von 90 . Alternativ dazu ist es auch möglich, dass das Getriebe mit periodisch veränderlichem Übersetzungsverhält- nis ein Kardangelenk und ein homokinetisches Gelenk aufweist.
Bei der Ungleichförmigkeit des Drehmomentverlaufes einer Brennkraftmaschine mit innerer Verbrennung handelt es sich üblicherweise nicht um ein Verhalten, das einer Sinuskurve entspricht. Im Allgemeinen jedoch dominiert ein Haupt- schwingungsanteil, demgegenüber die Oberwellen eine geringere Bedeutung aufweisen. Bei einer Reihenbrennkraftmaschine, die im Vier-Takt-Prinzip arbeitet, führt der Hauptschwingungsanteil der Torsionsschwingung N/2 Schwingungen pro Umdrehung der Kurbelwelle aus, wenn N die Anzahl der Zylinder der Brenn- kraftmaschine bedeutet. Bei einer Vierzylinderbrennkraftmaschine sind dies bei-
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spielsweise zwei vollständige Schwingungen pro Kurbelwellenumdrehung.
Da ein Kardangelenk, wie oben beschrieben, ebenfalls zwei Schwingungen pro Kurbel- wellenumdrehung ausführt, kann in diesem Fall ein Schwingungsausgleich er- reicht werden, indem das Kardangelenk direkt an der Kurbelwelle angebracht ist.
Für eine andere Zahl von Zylindern ist es jedoch im Allgemeinen erforderlich, ein Getriebe mit konstantem Übersetzungsverhältnis zwischen das Kardangelenk und die Brennkraftmaschine zu schalten.
In besonders vorteilhafter Weise ist es möglich, ein verallgemeinertes Kardan- gelenk zu verwenden. Dabei ist mindestens ein Zapfen nicht in einem rechten Winkel zur jeweiligen Achse angeordnet, so dass sich ein sphärischer Vierge- lenkmechanismus ergibt. So ist es möglich, eine Übertragungsfunktion zu reali- sieren, deren Verlauf deutlich von einer Sinusschwingung abweicht. Durch die Auswahl der verschiedenen Winkel steht auf diese Weise eine Vielzahl von Para- metern zur Verfügung, die zu einer Optimierung des Systems variiert werden können.
Die geringfügigen verbleibenden Torsionsschwingungen, die hauptsächlich auf- grund von Oberwellen verursacht sind, können ausgeglichen werden, indem zwi- schen der Brennkraftmaschine und einer Schwungmasse ein Torsionsschwin- gungsdämpfer vorgesehen ist. Solche Torsionsschwingungsdämpfer können je- doch im Vergleich zu herkömmlichen Lösungen wesentlich kleiner ausgeführt werden und dissipieren deutlich weniger Energie. Der Torsionsschwingungs- dämpfer kann auch zwischen der Brennkraftmaschine und der Kraftüber- tragungseinrichtung angeordnet sein, beispielsweise stromabwärts einer Schwungmasse, wenn dort eine solche vorgesehen ist.
In einer weiteren Ausführungsvariante der Erfindung ist vorgesehen, dass die Schwungmasse als Ausgleichswelle zum Ausgleich von Massenkräften ausgebil- det ist. Ausgleichswelle werden in vielen Fällen vorgesehen, um die vom Kurbel- trieb resultierenden Massenkräfte auszugleichen. Wenn der Antrieb der Aus- gleichwellen mit periodisch veränderlichem Übersetzungsverhältnis erfolgt, kön- nen so gleichzeitig die Torsionsschwingungen getilgt werden.
An sich ist es durch die Erfindung möglich, herkömmliche Massnahmen zur Ver- ringerung der Torsionsschwingungen zu ersetzen. Es ist jedoch zur Erzielung op- timaler Ergebnisse auch möglich, eine Kombination mit solchen Massnahmen durchzuführen und beispielsweise ein Zweimassenschwungrad vorzusehen.
In der Folge wird die vorliegende Erfindung anhand der in den Figuren darge- stellten Ausführungsbeispielen näher erläutert.
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Es zeigen die Fig. 1 bis 3 schematisch verschiedene Ausführungsvarianten der Erfindung, die Fig. 4 und 5 schematische Darstellungen von Kardangelenken, die für die erfindungsgemässe Vorrichtung verwendet werden, die Fig. 6 eine weitere Ausführungsvariante der Erfindung und die Fig. 7 und 8 ein verallgemeinertes Kardangelenk.
Die Vorrichtung von Fig. 1 besteht aus einer Brennkraftmaschine 1, mit einer schematisch angedeuteten Kurbelwelle 2. Die Kurbelwelle 2 der Brennkraftma- schine 1 ist über ein Kardangelenk 3 mit einer Schwungmasse 4 verbunden, die als Schaltkupplung ausgebildet sein kann. Eine Kraftübertragungseinrichtung 5 in der Form eines Schaltgetriebes ist mit der Schwungmasse 4 verbunden. Die in der Fig. 1 dargestellte Antriebsvorrichtung ist typischerweise Teil eines Antriebs- stranges eines nicht näher dargestellten Kraftfahrzeuges. Die Achse 2a der Kur- belwelle 2 der Brennkraftmaschine 1 ist um einen Winkel a gegenüber der Achse 5a des Schaltgetriebes 5 geneigt. Daher stellt das Kardangelenk 3 ein Getriebe mit einem periodisch veränderlichem Übersetzungsverhältnis dar. Die Schwan- kungen dieses Übersetzungsverhältnisses steigen mit zunehmendem Winkel a.
Die in der Fig. 1 dargestellte Ausführungsvariante ist besonders für Viertakt- Brennkraftmaschinen mit vier Zylindern, die in Reihe angeordnet sind, geeignet.
Die Ausführungsvariante von Fig. 2 unterscheidet sich von der, die in der Fig. 1 dargestellt ist, dadurch, dass das Getriebe mit periodisch veränderlichem Über- setzungsverhältnis durch zwei Kardangelenke 3a, 3b gebildet ist, die durch eine Kardanwelle 3c miteinander verbunden sind. Auf diese Weise ist es möglich, die Kurbelwellenachse 2a parallel zur Getriebeachse 5a auszubilden. Direkt mit der Kurbelwelle 2 der Brennkraftmaschine 1 ist eine Schwungmasse 6 vorgesehen, und zwischen Schwungmasse 6 und dem ersten Kardangelenk 3a ist ein Getriebe 7 mit konstantem Übersetzungsverhältnis zwischengeschaltet.
Wenn es sich bei der Brennkraftmaschine 1 beispielsweise um eine Fünfzylinder-Brennkraftma- schine handelt, so wird das Getriebe 7 vorteilhafterweise ein Übersetzungsver- hältnis i = #1/#2 von 4 :5 aufweisen,also beispielsweise aus Zahnrädern mit 25 bzw. 20 Zähnen gebildet sein. Durch diese Übersetzung ins Schnelle wird auch der Vorteil einer geringeren Belastung des Antriebsstrangs erzielt, so dass bei- spielsweise das Schaltgetriebe kompakter ausgeführt werden kann. Auf diese Weise wird die Hauptfrequenz der in der Brennkraftmaschine 1 erzeugten Tor- sionsschwingungen mit der durch die Kardangelenke 3a, 3b erzeugten Frequenz synchronisiert.
Wie in der Fig. 2 angedeutet, ist es wesentlich, dass die auf der
Kardanwelle angeordneten Gabeln der Kardangelenke 3a, 3b nicht parallel zueinander ausgerichtet sind, sondern beispielsweise in einem Winkel von 90
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zueinander geneigt sind. Weiters in der Fig. 2 ersichtlich ist ein stromabwärts der Kardangelenke 3a, 3b angeordneter Schwingungsdämpfer 8, der mit der Schwungmasse 4 in Verbindung steht.
Den Ausführungsvarianten von Fig. 1 und von Fig. 2 ist gemeinsam, dass die periodische Beschleunigung und Verzögerung der Kurbelwelle und der von ihr angetriebenen Bauteile, wie etwa Pleuel und Kolben, einen inneren Ausgleich der durch die Gaskräfte hervorgerufenen Ungleichmässigkeit bewirkt.
Die Ausführungsvariante von Fig. 3 stellt eine weitere Möglichkeit dar, den Erfin- dungsgedanken umzusetzen. Dabei steht die Brennkraftmaschine 1 über einen Torsionsschwingungsdämpfer 8 und eine Schwungmasse 14 direkt mit der Kraft- übertragungseinrichtung 5 in Verbindung. Auf der gegenüberliegenden Seite der Kurbelwelle 2 ist ein Getriebe 13 mit periodisch veränderlichem Übersetzungs- verhältnis angeordnet, das mit einer Schwungmasse 4 in Verbindung steht. Das Getriebe 13 kann beispielsweise als Kettentrieb aus unrunden Kettenrädern aus- geführt sein. Bei einer solchen Ausführungsvariante können auch Torsions- schwingungen höherer Ordnung getilgt werden, da das Übersetzungsverhältnis nicht notwendigerweise in der Form einer Sinuskurve schwanken muss.
Die Ausführungsvariante von Fig. 3 unterscheidet sich von den oben beschriebe- nen Ausführungsvarianten dadurch, dass sich im Fall eines optimalen Torsions- schwingungsausgleiches die Kurbelwelle 2 der Brennkraftmaschine 1 mit einer gleichförmigen Winkelgeschwindigkeit dreht. Die Drehmomentschwankungen werden durch die Schwungmasse 4 aufgenommen, deren Winkelgeschwindigkeit periodisch schwankt.
In den Fig. 4 und 5 sind mögliche Ausführungsvarianten von Kardangelenken dargestellt. Bei der Ausführungsvariante von Fig. 4 wirkt ein erstes Kardangelenk 3a über eine Kardanwelle 3c mit einem homokinetischen Gelenk 3d zusammen.
Das ungleichförmige Übertragungsverhalten wird durch das Kardangelenk 3a be- wirkt. Bei der Ausführungsvariante von Fig. 5 sind zwei Kardangelenke 3a, 3b vorgesehen, die durch eine Kardanwelle 3c miteinander verbunden sind. Die Ga- beln der Kardangelenke 3a, 3b auf der Kardanwelle 3c sind in einem Winkel von 90 zueinander angeordnet. Auf diese Weise wird die Ungleichförmigkeit der Be- wegung verdoppelt.
In der Fig. 6 ist eine weitere Variante der Erfindung dargestellt. Dabei sind die
Kardangelenke 3a und 3b mit parallelen Zapfen ausgerichtet, so dass sich von der Brennkraftmaschine 1 zum Schaltgetriebe 5 ein konstantes Übersetzungs- verhältnis ergibt. Auf der Kardanwelle 3c ist eine Schwungmasse 4 angeordnet,
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die sich ungleichförmig bewegt und damit Torsionsschwingungen kompensiert. Es ist für den Fachmann klar, dass die oben beschriebenen Anordnungen miteinan- der kombiniert werden können, um eine optimale Wirkung zu erzielen. Insbeson- dere können mehrere Schwungmassen vorgesehen werden.
Die Fig. 7 ist ein verallgemeinertes Kardangelenk in einem vergrösserten Massstab axonometrisch dargestellt. Das Gelenk besteht aus einer ersten Gabel 15a, die an einer Eingangswelle 16a befestigt ist. Die Gabel 15a trägt drehbar einen Zapfen 17a, der in einem spitzen Winkel #1 zu der Achse der Eingangswelle 16a geneigt ist. In analoger Weise ist der Zapfen 17b der zweiten Gabel 15b in einem spitzen Winkel #2 zu der Achse der Ausgangswelle 16b geneigt. Die beiden Zapfen 17a, 17b sind fest miteinander verbunden und bilden einen kreuzförmigen Bauteil 18. Eine weitere Verallgemeinerung erfolgt dadurch, dass die Zapfen 17a, 17b in einem spitzen Winkel #3 zueinander geneigt sind.
Mit den Winkeln #1, #2 und #3 sowie dem Winkel a stehen somit vier Parameter zur Verfügung, die zur Optimierung des Verhaltens herangezogen werden können.
So können beispielsweise asymmetrische Schwingungsformen dargestellt werden. Bei Verwendung zweier solcher Gelenke nach der Art der Fig. 2 oder Fig.
6 stehen noch mehr Freiheitsgrade für die Optimierung zur Verfügung. In der Fig. 8 sind die Bauteile der Fig. 7 einzeln dargestellt. Die einzelnen Bauteile sind zur vereinfachten Darstellung in die Zeichenebene gedreht.
Die vorliegende Erfindung ermöglicht es, Torsionsschwingungen, die durch Brennkraftmaschinen mit innerer Verbrennung verursacht werden, zu verringern.
Da diese Verringerung nicht durch eine Dämpfung, sondern durch eine Schwin- gungstilgung erzielt wird, wird Energie nicht vernichtet, was sich in einem verrin- gerten Kraftstoffverbrauch und der Vermeidung unnötiger Wärmeentwicklung auswirkt. Die Effizienz der Vorrichtung ist im Wesentlichen unabhängig von der Drehzahl der Brennkraftmaschine. Durch die vorliegende Erfindung kann insge- samt das Betriebsgeräusch und die Belastung des Antriebsstranges verringert werden.
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The present invention relates to a drive device with an internal combustion engine with at least one flywheel and a power transmission device.
The torque delivered by internal combustion engines generally fluctuates periodically. This is due to the fact that the gas forces that act on the pistons have a predetermined time profile and that the crank mechanism, depending on the position of the crankshaft, results in a different conversion of the forces acting on the pistons into a drive torque. The resulting non-uniformity of the rotary motion is a major cause of the noise in the transmission and the loading and wear and tear of the individual components of the drive train.
In order to keep these problems within limits, systems of flywheel masses and torsional vibration dampers are usually provided, which ensure that the non-uniformity coefficient
8 = (#max - #min) / #m (1) on the gearbox input shaft assumes a sufficiently low value. #Min means the minimum value of the angular speed of the shaft, comax the maximum value of the angular speed of the shaft and #m the mean value of the angular speed. However, it is disadvantageous here that large flywheels impair the dynamic behavior of the internal combustion engine and considerable amounts of energy are dissipated in the torsional vibration dampers.
This not only leads to an increase in fuel consumption, but also to a considerable heating of the components, so that complex measures must be taken to dissipate the waste heat. The problems described above occur in particular in drive systems for commercial vehicles.
The object of the present invention is to avoid the above disadvantages and to provide a drive device in which the torque output is as uniform as possible. In doing so, it should be found that the flywheel mass is as small as possible and energy dissipation is low in vibration dampers.
According to the invention, it is provided that the flywheel mass with the internal combustion engine via a gear with a periodically changing transmission ratio
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communicates. It is essential to the present invention that the non-uniformity of the torque curve of the internal combustion engine is compensated for by the gearbox as a function of the crank angle, which causes the flywheel to be driven non-uniformly with respect to the internal combustion engine.
In this way, torsional vibrations can be dynamically compensated without dissipating energy. The flywheel can be designed in the usual way as a coupling half of a clutch, or can also be designed as a separate component. In a drive device for a motor vehicle, the power transmission device will generally be a manual transmission. In a minimal variant, the drive train itself acts as a flywheel with which the internal combustion engine is connected in a non-uniform manner.
In a preferred embodiment of the invention it is provided that the force transmission device is connected directly to the flywheel. In this case, the non-uniform movement of the internal combustion engine is compensated, as it were, kinematically. When the power transmission device is rotated uniformly, the crankshaft of the internal combustion engine executes a rotary movement with a periodically fluctuating angular velocity. If the gearbox is suitably tuned with a periodically variable transmission ratio, periodic acceleration and deceleration of the crankshaft and the moving parts of the internal combustion engine connected to it result in an internal compensation of the fluctuating drive torque.
An alternative embodiment variant of the invention is based on a dynamic mass balancing, as it were, with the internal combustion engine executing a uniform rotational movement and the torque fluctuations being absorbed by the non-uniform rotational movement of the flywheel. It is preferably provided here that the flywheel and the force transmission device are arranged at different ends of a crankshaft of the internal combustion engine. With this solution, however, it should be noted that the crankshaft of the internal combustion engine is additionally subjected to torsion due to the compensation moments.
In a further preferred embodiment variant of the invention it is provided that the transmission with a periodically variable transmission ratio has at least one universal joint. It is known that a single cardan joint has an uneven transfer function, the degree of uneveness depending on the angle a at which the drive shaft and
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the output shaft of the universal joint are inclined towards each other. The transfer function is periodic with two full vibrations per revolution and can be represented mathematically as follows:
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cosa a represents the angle between the shafts of the universal joint and # is the angle of rotation.
For small values of a approximately u = 1 -? 2cos2 # (3) The non-uniformity coefficient 8 of the movement of a universal joint is # = sin2? (4) cosa For small a, therefore, approximately # =? 2 (5) If it is desired for design reasons that the axis of the crankshaft of the internal combustion engine is parallel to the axis of the transmission input shaft, it is preferably provided that the transmission with a periodically changing transmission ratio has two cardan joints which are connected to one another via a cardan shaft.
In contrast to conventional cardan drives, a non-uniform transmission is necessary, in such a case the cardan joints should not be aligned parallel to each other, but must be rotated at an angle to each other. The highest non-uniformity results at an angle of 90. As an alternative to this, it is also possible for the transmission to have a cardan joint and a constant velocity joint with a periodically changing transmission ratio.
The non-uniformity of the torque curve of an internal combustion engine is usually not a behavior that corresponds to a sine curve. In general, however, a main vibration component dominates, whereas harmonics are of less importance. In a four-stroke in-line engine, the main vibration component of the torsional vibration executes N / 2 vibrations per revolution of the crankshaft, if N means the number of cylinders of the internal combustion engine. In a four-cylinder internal combustion engine, these are
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for example two complete vibrations per crankshaft revolution.
Since a cardan joint, as described above, also carries out two vibrations per crankshaft revolution, in this case vibration compensation can be achieved by attaching the cardan joint directly to the crankshaft.
For a different number of cylinders, however, it is generally necessary to shift a transmission with a constant transmission ratio between the universal joint and the internal combustion engine.
In a particularly advantageous manner, it is possible to use a generalized universal joint. Here, at least one pin is not arranged at a right angle to the respective axis, so that a spherical four-bar mechanism results. It is thus possible to implement a transfer function, the course of which deviates significantly from a sine wave. By selecting the various angles, a large number of parameters are available in this way, which can be varied to optimize the system.
The slight remaining torsional vibrations, which are mainly caused by harmonics, can be compensated for by providing a torsional vibration damper between the internal combustion engine and a flywheel. However, such torsional vibration dampers can be made much smaller in comparison to conventional solutions and dissipate significantly less energy. The torsional vibration damper can also be arranged between the internal combustion engine and the power transmission device, for example downstream of an inertia mass, if one is provided there.
In a further embodiment variant of the invention, it is provided that the flywheel is designed as a balancing shaft for balancing mass forces. Balancing shafts are provided in many cases in order to balance the mass forces resulting from the crank drive. If the balancer shafts are driven with a periodically changing gear ratio, the torsional vibrations can be removed at the same time.
As such, the invention makes it possible to replace conventional measures for reducing the torsional vibrations. However, in order to achieve optimal results, it is also possible to carry out a combination with such measures and, for example, to provide a dual-mass flywheel.
The present invention is explained in more detail below on the basis of the exemplary embodiments illustrated in the figures.
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1 to 3 show schematically different embodiment variants of the invention, FIGS. 4 and 5 show schematic representations of universal joints which are used for the device according to the invention, FIG. 6 shows a further embodiment variant of the invention and FIGS. 7 and 8 generalized universal joint.
1 consists of an internal combustion engine 1 with a schematically indicated crankshaft 2. The crankshaft 2 of the internal combustion engine 1 is connected via a universal joint 3 to a flywheel 4, which can be designed as a clutch. A power transmission device 5 in the form of a manual transmission is connected to the flywheel 4. The drive device shown in FIG. 1 is typically part of a drive train of a motor vehicle, not shown. The axis 2a of the crankshaft 2 of the internal combustion engine 1 is inclined at an angle a with respect to the axis 5a of the gearbox 5. The universal joint 3 therefore represents a transmission with a periodically variable transmission ratio. The fluctuations of this transmission ratio increase with increasing angle a.
The embodiment shown in FIG. 1 is particularly suitable for four-stroke internal combustion engines with four cylinders, which are arranged in series.
The embodiment variant of FIG. 2 differs from that shown in FIG. 1 in that the transmission with a periodically variable transmission ratio is formed by two cardan joints 3a, 3b which are connected to one another by a cardan shaft 3c. In this way, it is possible to design the crankshaft axis 2a parallel to the transmission axis 5a. A flywheel 6 is provided directly with the crankshaft 2 of the internal combustion engine 1, and a transmission 7 with a constant transmission ratio is interposed between the flywheel 6 and the first universal joint 3a.
If the internal combustion engine 1 is, for example, a five-cylinder internal combustion engine, the transmission 7 will advantageously have a transmission ratio i = # 1 / # 2 of 4: 5, that is to say, for example, from gear wheels with 25 or 20 teeth be educated. This rapid translation also has the advantage of lower load on the drive train, so that, for example, the manual transmission can be made more compact. In this way, the main frequency of the torsional vibrations generated in the internal combustion engine 1 is synchronized with the frequency generated by the universal joints 3a, 3b.
As indicated in Fig. 2, it is essential that the on the
Cardan shaft arranged forks of the cardan joints 3a, 3b are not aligned parallel to each other, but for example at an angle of 90
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are inclined towards each other. A vibration damper 8, which is arranged downstream of the universal joints 3a, 3b and is connected to the flywheel 4, can also be seen in FIG.
The embodiment variants of FIG. 1 and of FIG. 2 have in common that the periodic acceleration and deceleration of the crankshaft and the components driven by it, such as connecting rods and pistons, bring about an internal compensation for the non-uniformity caused by the gas forces.
The embodiment variant of FIG. 3 represents a further possibility of implementing the idea of the invention. In this case, the internal combustion engine 1 is connected directly to the power transmission device 5 via a torsional vibration damper 8 and a flywheel 14. On the opposite side of the crankshaft 2 there is a gear 13 with a periodically variable transmission ratio, which is connected to a flywheel 4. The gear 13 can be designed, for example, as a chain drive made of non-circular sprockets. In such an embodiment variant, higher-order torsional vibrations can also be eliminated, since the transmission ratio does not necessarily have to fluctuate in the form of a sine curve.
The embodiment variant of FIG. 3 differs from the embodiment variants described above in that, in the case of optimal torsional vibration compensation, the crankshaft 2 of the internal combustion engine 1 rotates at a uniform angular velocity. The torque fluctuations are absorbed by the flywheel 4, whose angular velocity fluctuates periodically.
4 and 5 show possible design variants of universal joints. 4, a first universal joint 3a interacts with a constant velocity joint 3d via a cardan shaft 3c.
The non-uniform transmission behavior is caused by the universal joint 3a. 5, two cardan joints 3a, 3b are provided, which are connected to one another by a cardan shaft 3c. The forks of the universal joints 3a, 3b on the cardan shaft 3c are arranged at an angle of 90 to one another. In this way the non-uniformity of the movement is doubled.
6 shows a further variant of the invention. Here are the
Cardan joints 3a and 3b aligned with parallel pins, so that there is a constant transmission ratio from the internal combustion engine 1 to the manual transmission 5. A flywheel 4 is arranged on the cardan shaft 3c,
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which moves irregularly and thus compensates for torsional vibrations. It is clear to the person skilled in the art that the arrangements described above can be combined with one another in order to achieve an optimal effect. In particular, several flywheels can be provided.
FIG. 7 shows a generalized universal joint on an enlarged scale axonometrically. The joint consists of a first fork 15a, which is attached to an input shaft 16a. The fork 15a rotatably carries a pin 17a which is inclined at an acute angle # 1 to the axis of the input shaft 16a. Analogously, the pin 17b of the second fork 15b is inclined at an acute angle # 2 to the axis of the output shaft 16b. The two pins 17a, 17b are firmly connected to one another and form a cross-shaped component 18. A further generalization is made in that the pins 17a, 17b are inclined at an acute angle # 3 to one another.
With the angles # 1, # 2 and # 3 as well as the angle a, four parameters are available that can be used to optimize the behavior.
For example, asymmetrical waveforms can be represented. When using two such joints of the type in FIG. 2 or FIG.
6 more degrees of freedom are available for optimization. The components of FIG. 7 are shown individually in FIG. 8. The individual components are rotated into the drawing plane for the purpose of simplified illustration.
The present invention makes it possible to reduce torsional vibrations caused by internal combustion engines.
Since this reduction is not achieved by damping but by vibration damping, energy is not wasted, which results in reduced fuel consumption and the avoidance of unnecessary heat generation. The efficiency of the device is essentially independent of the speed of the internal combustion engine. Overall, the operating noise and the load on the drive train can be reduced by the present invention.