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EP4437246A1 - Kurbelwellenanordnung mit drehschwingungsdämpfer - Google Patents

Kurbelwellenanordnung mit drehschwingungsdämpfer

Info

Publication number
EP4437246A1
EP4437246A1 EP22821973.9A EP22821973A EP4437246A1 EP 4437246 A1 EP4437246 A1 EP 4437246A1 EP 22821973 A EP22821973 A EP 22821973A EP 4437246 A1 EP4437246 A1 EP 4437246A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
flywheel
mass
crankshaft
primary
torsional vibration
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Pending
Application number
EP22821973.9A
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Michael Steidl
Michael Granzin
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Hasse and Wrede GmbH
Original Assignee
Hasse and Wrede GmbH
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Hasse and Wrede GmbH filed Critical Hasse and Wrede GmbH
Publication of EP4437246A1 publication Critical patent/EP4437246A1/de
Pending legal-status Critical Current

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F15/00—Suppression of vibrations in systems; Means or arrangements for avoiding or reducing out-of-balance forces, e.g. due to motion
    • F16F15/10—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system
    • F16F15/16—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using a fluid or pasty material
    • F16F15/167—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using a fluid or pasty material having an inertia member, e.g. ring
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F15/00—Suppression of vibrations in systems; Means or arrangements for avoiding or reducing out-of-balance forces, e.g. due to motion
    • F16F15/10—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system
    • F16F15/12—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon
    • F16F15/131—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon the rotating system comprising two or more gyratory masses
    • F16F15/133—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon the rotating system comprising two or more gyratory masses using springs as elastic members, e.g. metallic springs

Definitions

  • the invention relates to a crankshaft arrangement with a torsional vibration damper according to the preamble of claim 1.
  • the invention also relates to a method for damping torsional vibrations of a crankshaft of an internal combustion engine.
  • Crankshafts of a reciprocating internal combustion engine are often connected to associated drive trains (e.g. gearboxes, generators, etc.) via elastic couplings (elastomer couplings), which isolate the drive trains from the rotational irregularities of the reciprocating engine.
  • Rotational irregularities in a shaft are to be understood as meaning fluctuations in the speed of the entire shaft.
  • the isolation frequency i.e. the frequency above which no more vibrations are transmitted, results mainly from the rigidity of the elastomer coupling, with a low level of rigidity leading to a low isolation frequency.
  • this rigidity cannot be selected arbitrarily low, otherwise the elastomer coupling cannot transfer the static moment and the static torsion angle becomes so large that the stresses in the elastomer material exceed the permissible limit. A compromise must therefore be found between the degree of insulation and the durability of the elastomer coupling.
  • an additional seismic mass is connected to the system and, by suitably selecting the coupling parameters of the seismic mass, energy from the system to be damped is diverted into the oscillation of the seismic mass, which generates a moment that calms the main system.
  • the costs of the system with the seismic mass are regarded as disadvantageous.
  • WO 2017/158 131 A2 describes a crankshaft arrangement with a torsional vibration damper.
  • This specified combination also known as Flywheel-Integrated Damper and Coupling (FIDC)
  • FIDC Flywheel-Integrated Damper and Coupling
  • the document WO 2019/185 196 A1 describes a linear magnetic spring and its use in vibration absorbers: “The linear magnetic spring can also be used as a “negative spring”. As with a “positive spring”, there is no force (moment) in the middle or initial position. If the moving part deviates from this position, there is no restoring, but a deflecting force (torque) that increases linearly with the deflection from the central starting position.
  • the document EP 3 521 656 A1 illustrates a vibration isolation device with a negative stiffness.
  • the document DE 10 2014 118 609 A1 describes a method and a device for active suspension damping with a negative stiffness. It is therefore the object of the invention to create a crankshaft arrangement with improved insulation of the drive train.
  • the object is also achieved by a method as the subject of claim 14.
  • One idea of the invention is based on the knowledge that an additional coupling of the components already present in the flywheel-integrated damper and coupling FIDC means that the isolation of the drive train can be decisively improved.
  • This additional coupling is the coupling of the flywheel ring (the absorber mass) to the secondary side of the clutch.
  • the decisive factor here is that this additional coupling has a negative stiffness, which results in the desired behavior.
  • a crankshaft arrangement according to the invention for an internal combustion engine comprises a.) a crankshaft; b.) a torsional vibration damper with a primary mass and a flywheel ring; c.) wherein the primary mass is firmly connected to the crankshaft and the flywheel ring and the primary mass are coupled via a viscous fluid; d.) wherein the torsional vibration damper is attached to an output end of the crankshaft; e.) the primary mass being coupled to a secondary clutch via an elastic coupling device.
  • the torsional vibration damper is coupled to the secondary clutch via a feedback device.
  • the secondary clutch is designed as a dual mass flywheel with a primary flywheel, a secondary flywheel and the elastic coupling device.
  • One advantage is that isolation of drive trains from LK sEpj can also be made possible at low speeds during operation.
  • a dual-mass flywheel has two masses, a primary flywheel and a secondary flywheel, which are connected to each other by a clutch, e.g.
  • the feedback device has a negative rigidity.
  • a negative rigidity Through this additional coupling with the negative rigidity, an advantageously significant reduction in torsional vibrations and torsional irregularities can be achieved. In this way, a desired behavior can be developed with the negative stiffness. Even if mechanical components with negative stiffness behave unstable individually, the stability of the overall system can be achieved by the other components already present.
  • a further advantage is that less stress on the components of the drive train can be achieved, such as less gear wear.
  • the "cleanliness" of a sine wave of the generated alternating current can be increased, i.e. frequency stability and amplitude stability can be improved.
  • a method for damping torsional vibrations of a crankshaft of the above-mentioned crankshaft arrangement comprises the method steps S1, S2 and S3, wherein in the first method step (S1) a device is provided which has a torsional vibration damper with a primary clutch with a primary mass and with an external flywheel ring and has a secondary clutch as a dual-mass flywheel with an elastic coupling device, wherein in a second method step (S2) torsional vibration damping takes place by coupling the flywheel ring to the primary mass, wherein further damping is carried out by coupling the primary mass in turn to the dual-mass flywheel.
  • a third method step (S3) the torsional vibrations are damped and a drive train is isolated at the same time by means of a negative rigidity, which causes a feedback of the secondary flywheel of the dual-mass flywheel to the flywheel ring, wherein the primary mass of the torsional vibration damper is coupled to the primary flywheel of the dual-mass flywheel.
  • This type of coupling by means of a negative rigidity is particularly advantageous in contrast to the prior art, since an improved reduction in rotational irregularities and, at the same time, very good insulation of a drive train of a crankshaft can be achieved in contrast to the prior art.
  • the primary mass of the torsional vibration damper is coupled to the primary flywheel of the dual-mass flywheel, with the primary flywheel of the dual-mass flywheel being coupled to the secondary flywheel of the dual-mass flywheel by means of the elastic coupling device.
  • the torsional vibration damper is integrated into the mass of the primary flywheel of the dual-mass flywheel. This results in an advantageously compact and efficient construction.
  • the feedback device is arranged between the flywheel ring of the torsional vibration damper and the secondary flywheel of the dual-mass flywheel. In this way, an advantageously simple feedback function can be implemented between the components.
  • the flywheel ring of the torsional vibration damper is an external flywheel ring to which the feedback device is coupled. This is advantageous because the flywheel ring for the feedback device is easily accessible from the outside
  • the negative stiffness includes spring elements.
  • Springs are common components that are advantageously available on the market at low cost with high quality.
  • the spring elements of the negative stiffness of the feedback device are evenly distributed on the circumference of an outer ring of the secondary clutch and on an opposite edge of the flywheel ring of the torsional vibration damper and extend in the radial direction. This results in an advantageous, simple and space-saving structure.
  • each spring element of the negative stiffness of the feedback device each have at least one prestressed helical spring. This means that each spring can advantageously be set and adjusted easily.
  • the negative stiffness feedback device comprises four or more spring elements.
  • the negative stiffness of the feedback device has magnetic elements. This is advantageous since these usual high-quality components are available on the market at low cost.
  • first magnetic elements are distributed uniformly around the periphery of an edge of the flywheel ring, with second magnetic elements being distributed uniformly around the periphery of an outer ring of the secondary clutch.
  • the feedback device with the negative stiffness can have at least four or more first magnet elements and at least four or more second magnet elements.
  • the advantage here is the adaptability to different applications.
  • Yet another embodiment provides that an angle between two adjacent first magnetic elements and an angle between two adjacent second magnetic elements about an axis of rotation is 90°, with an angle between a first magnetic element and a second magnetic element about the axis of rotation having a value of has 45°.
  • This structure is advantageously simple and compact.
  • the first magnetic elements have a north pole to the axis of rotation, the second magnetic elements with a North Pole point to the axis of rotation. This is beneficial for setting the negative stiffness.
  • the magnetic elements are permanent magnets, which are available as standard components at low cost and in high quality.
  • the values of the negative rigidity can be set, adapted and also regulated as a function of corresponding parameters via a corresponding control device. In this way, a positive feedback amplifier can be advantageously implemented.
  • a combination of permanent magnets and electromagnets can also be advantageous in certain applications.
  • a further combination of spring elements and magnetic elements is also conceivable and advantageously expands the adaptability to different applications.
  • FIG. 1 shows a schematic representation of a crankshaft arrangement according to the prior art
  • FIG. 2 shows a schematic section of a further crankshaft arrangement or a device for damping torsional vibrations according to the prior art
  • Figure 3 shows a schematic section of an inventive
  • FIGS. 4-5 show schematic views of exemplary embodiments of a feedback device with negative stiffnesses
  • FIG. 6 shows a schematic flow chart of a method according to the invention.
  • FIG. 1 shows a schematic representation of a crankshaft arrangement according to the prior art.
  • Figure 2 shows a schematic section of another crankshaft arrangement or a device 100 'for damping torsional vibrations according to the prior art.
  • the crankshaft arrangement 1 is particularly suitable for a reciprocating engine, in particular for an internal combustion engine.
  • a crankshaft 2 with an axis of rotation 2a is connected to a torsional vibration damper 3 at a drive end 6 .
  • the torsional vibration damper 3 is thus in an original position of the flywheel, not shown.
  • the torsional vibration damper 3 also takes on the task of reducing the rotational non-uniformity of the engine to which the crankshaft 2 is assigned, it requires suitable coordination between a primary mass 4, which is firmly connected to the crankshaft 2, and a secondary mass 5, which is seismic, is attached to the primary mass 4 in an elastically damping manner.
  • the crankshaft arrangement 1 shown in the example shows a basic sketch for a four-cylinder engine.
  • the invention should not be limited to this, it can also be used as a crankshaft arrangement of engines with a smaller or larger number of cylinders, in particular with six, eight, ten, twelve or more cylinders or also V engines with up to 20 cylinders.
  • the torsional vibration damper 3 in Figure 2 is, e.g a gap between these two masses is filled with a viscous medium, e.g. silicone oil.
  • suitable tuning means that at low speeds, that is to say at low frequencies, the primary mass 4 and the secondary mass 5 can be regarded as one unit
  • a functional coupling section with an elastomer coupling ring 8 is also integrated directly into the torsional vibration damper 3 and forms a secondary coupling 9.
  • the elastomer coupling ring 8 is connected on the one hand to a hub-like inner ring 7 of the primary mass 4 and on the other hand to the outer ring 8 of the secondary clutch 9.
  • the outer ring 8 is coupled via a connecting section 9b to an output 10, e.g.
  • FIG. 3 shows a section of a crankshaft arrangement 1 according to the invention with an exemplary embodiment of the device 100 according to the invention for damping torsional vibrations.
  • the device 100 comprises a primary clutch 11 as a viscous torsional vibration damper 3 with a primary mass 4 and a flywheel ring 12, a secondary clutch 9 with an elastic coupling device 8 and a feedback device 13.
  • a primary clutch 11 as a viscous torsional vibration damper 3 with a primary mass 4 and a flywheel ring 12
  • a secondary clutch 9 with an elastic coupling device 8 and a feedback device 13.
  • the flywheel ring 12 of the torsional vibration damper 3 is an external flywheel ring 12 and is coupled to the primary mass 4 .
  • This is shown in FIG. 3 as a primary clutch 11 by way of example.
  • the primary clutch 11 comprises the primary mass 4 connected to the crankshaft 2, which here has a disc-shaped damper element 11a with a circumferential collar, and the flywheel ring 12 with a chamber 12a in which the damper element 11a is accommodated with a fluid not described in detail.
  • the chamber 12a is sealed off from the shaft of the primary mass 4 by means of seals 12b, which are not described in detail.
  • This structure has a certain rigidity and damping.
  • the flywheel ring 12 In contrast to the flywheel ring 5 from the prior art, as shown in FIG.
  • the flywheel ring 12 also has a peripheral edge 12c which points towards the output 10 .
  • the rim 12c is further described below.
  • the secondary clutch 9 is designed here as a dual-mass flywheel ZMS and includes a primary flywheel 9a, a secondary flywheel 9b and the elastic coupling device 8.
  • the primary mass 4 of the torsional vibration damper 3 is in turn coupled to the dual-mass flywheel DMF. This is explained in more detail below.
  • FIG. 1 An exemplary embodiment of this coupling is shown in FIG.
  • a connecting ring 7a is provided, which on the one hand is firmly connected to the torsional vibration damper 3 with its primary mass 4 .
  • the outer diameter of the connecting ring 7a widens towards the output 10, the outer diameter being connected to the primary flywheel 9a of the dual-mass flywheel ZMS.
  • the torsional vibration damper 3 is integrated into the mass of the primary flywheel 8a of the dual-mass flywheel ZMS.
  • the primary flywheel 9a of the dual-mass flywheel ZMS is coupled like a conventional dual-mass flywheel by means of the coupling device 8 to the secondary flywheel 9b of the dual-mass flywheel ZMS.
  • the coupling device 8 can have a spring damping system with positive rigidity, for example.
  • a Spring damping system may include, for example, arcuate coil springs, diaphragms, bearings, compression springs, and lubricating media.
  • the secondary flywheel 9b of the dual-mass flywheel DMF is still connected to the output 10 in a torque-proof manner.
  • the secondary flywheel 9b of the dual-mass flywheel ZMS has a circumferential collar 9c on its outside diameter.
  • the collar 9c forms a feedback section of the dual mass flywheel ZMS.
  • the flywheel ring 12 of the torsional vibration damper 11 is coupled to the secondary clutch 9, i.e. to the dual-mass flywheel ZMS, via a rigidity.
  • This rigidity is in the form of a so-called negative rigidity of the feedback device 13 here.
  • the feedback device 13 connects the edge 12c of the flywheel ring 12 of the torsional vibration damper 11 with the collar 9c of the secondary flywheel 9b of the dual-mass flywheel ZMS.
  • the feedback device 13 forms an additional coupling of the components already present in the FIDC (see FIG. 2) and means that the isolation of the drive train can be decisively improved.
  • This additional coupling is the coupling of the flywheel ring 12 (the absorber mass) to the secondary flywheel 9b of the dual-mass flywheel DMF, i.e. to its collar 9c.
  • the flywheel ring 12 can be coupled to the secondary flywheel 9b of the dual-mass flywheel DMF by means of negative stiffness using various technical approaches, eg using appropriately arranged magnets or prestressed springs or using an active system with a positive feedback amplifier.
  • Figure 4 shows a schematic view of a first embodiment of the feedback device 13 with negative stiffness with spring elements 14.
  • FIG. 5 shows a schematic view of a second exemplary embodiment of the feedback device 13 with negative stiffness with magnet elements 15, 16.
  • the feedback device 13 has four spring elements 14-1, 14-2, 14-3 and 14-4, which are distributed evenly around the circumference of the collar 9c of the secondary flywheel 9b of the dual-mass flywheel DMF and on the opposite edge 12c of the flywheel ring 12 are and extend in the radial direction.
  • An angle between each two adjacent spring elements 14-1, 14-2, 14-3, 14-4 about the axis of rotation 2a is 90° here.
  • Each spring element 14-1, 14-2, 14-3, 14-4 consists here of at least one prestressed helical spring. Of course, more than four spring elements 14 can also be used
  • first magnet elements 15-1, 15-2, 15-3, 15-4 are attached uniformly to the circumference of the edge 12c of the flywheel ring 12 in such a way that their respective north poles, designated here with "+" for Axis of rotation 2a has.
  • An angle between each two adjacent first magnet elements 15-1, 15-2, 15-3, 15-4 about the axis of rotation 2a is 90° here.
  • second magnet elements 16-1, 16-2, 16-3, 16-4 are attached uniformly to the circumference of the collar 9c of the secondary flywheel 9b of the dual-mass flywheel ZMS.
  • An angle between each two adjacent second magnetic elements 16-1, 16-2, 16-3, 16-4 about the axis of rotation 2a is 90° here, with an angle in each case between a first magnetic element 15-1, 15-2, 15- 3, 15-4 and a second magnetic element 16-1, 16-2, 16-3, 16-4 around the axis of rotation 2a has a value of 45°.
  • the second magnetic elements 16-1, 16-2, 16-3, 16-4 are arranged in such a way that their south pole, designated here with , points radially outwards away from the axis of rotation 2a, or their north pole points towards the axis of rotation 2a.
  • the magnetic elements 15-1, 15-2, 15-3, 15-4 and 16-1, 16-2, 16-3, 16-4 are arranged here in such a way that the annular area between the collar 9c of the secondary flywheel 9b of the Two-mass flywheel DMF and the inside of the edge 12c, which points to the axis of rotation 2a, remains free.
  • the magnetic elements 15-1, 15-2, 15-3, 15-4 and 16-1, 16-2, 16-3, 16-4 are designed here as permanent magnets. But it is also conceivable that they can be designed as electromagnets. In this case, controlling the feedback device 13 formed in this way is conceivable. Control depending on different parameters, e.g. speed, engine load, etc., is also conceivable. In this way, the active system with positive feedback amplifier indicated above could be realized.
  • More than four magnetic elements 15, 16 can also be used in each case.
  • Figure 6 shows a schematic flow chart of a method according to the invention for damping torsional vibrations of a crankshaft 2.
  • a device 100 which has a torsional vibration damper 3 with a primary clutch 11 with a primary mass 4 and a flywheel ring 12 and a secondary clutch 9 as a dual mass flywheel DMF with an elastic coupling device 8 .
  • a second method step S2 provides that torsional vibration damping takes place by coupling the flywheel ring 12 to the primary mass 4, with further damping being carried out by coupling the primary mass 4 to the dual-mass flywheel ZMS.
  • a third method step S3 the torsional vibrations are damped and a drive train is isolated at the same time by means of a negative stiffness, which causes feedback from the secondary flywheel 9b of the dual-mass flywheel DMF to the flywheel ring 12, with the primary mass 4 of the torsional vibration damper 3 being connected to the primary flywheel 9a of the dual-mass flywheel DMF is coupled.
  • the rotational irregularities or torsional vibrations can be significantly reduced and there is improved isolation of the powertrain.
  • a lower load on the components of the drive train can be achieved, such as less gear wear.
  • the "cleanliness" of a sine wave of the generated alternating current can be increased, ie frequency stability and amplitude stability can be improved.
  • the device 100 can be used in drive trains of trucks, possibly cars, buses, etc.
  • the invention is not limited by the embodiment given above, but can be modified within the scope of the claims.
  • the feedback device 13 has a combination of spring elements 14 and magnetic elements 15, 16.
  • the magnetic elements 15, 16 can also be combined as permanent magnets and electromagnets.

Landscapes

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Abstract

Eine Kurbelwellenanordnung für einen Verbrennungsmotor umfasst a.) eine Kurbelwelle; b.) einen Drehschwingungsdämpfer mit einer Primärmasse und einem Schwungring; c.) wobei die Primärmasse fest mit der Kurbelwelle verbunden ist und der Schwungring und die Primärmasse über eine viskoses Fluid gekoppelt sind; d.) wobei der Drehschwingungsdämpfer an einem Abtriebsende der Kurbelwelle angebracht ist; e.) wobei die Primärmasse über eine elastische Kopplungseinrichtung mit einer Sekundärkupplung gekoppelt ist. Der Drehschwingungsdämpfer ist mit der Sekundärkupplung über eine Rückkopplungseinrichtung gekoppelt. Die Sekundärkupplung ist als ein Zweimassenschwungrad mit einem Primärschwungrad, einem Sekundärschwungrad und der elastischen Kopplungseinrichtung ausgebildet. Und ein Verfahren zum Dämpfen von Drehschwingungen einer Kurbelwelle einer Kurbelwellenanordnung.

Description

Kurbelwellenanordnung mit Drehschwingungsdämpfer
Die Erfindung betrifft eine Kurbelwellenanordnung mit einem Drehschwingungsdämpfer nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1 . Die Erfindung bezieht sich auch auf ein Verfahren zum Dämpfen von Drehschwingungen einer Kurbelwelle eines Verbrennungsmotors.
Kurbelwellen einer Hubkolbenverbrennungsmaschine sind häufig mit zugehörigen Antriebssträngen (z.B. Getriebe, Generatoren usw.) über elastische Kupplungen (Elastomer-Kupplung) verbunden, welche die Antriebsstränge von den Drehungleichförmigkeiten des Hubkolbenmotors isolieren. Unter Drehungleichförmigkeiten einer Welle sind Drehzahlschwankungen der gesamten Welle zu verstehen.
Die Isolationsfrequenz, d.h. die Frequenz, oberhalb welcher keine Schwingungen mehr übertragen werden, ergibt sich hauptsächlich aus der Steifigkeit der Elastomer-Kupplung, wobei eine niedrige Steifigkeit zu einer niederen Isolationsfrequenz führt. Allerdings kann diese Steifigkeit nicht beliebig niedrig gewählt werden, da die Elastomer-Kupplung sonst das statische Moment nicht übertragen kann und der statische Verdrehwinkel so groß wird, dass die Spannungen im Elastomerwerkstoff die zulässige Grenze überschreiten. Es muss also ein Kompromiss zwischen Isolationsgrad und Haltbarkeit der Elastomer- Kupplung gefunden werden.
Es gibt zusätzlich weitere Möglichkeiten, um die Drehungleichförmigkeiten zu reduzieren, in dem beispielsweise ein so genannter Tuned-Mass-Damper oder ein drehzahladaptiver Tilger zur Anwendung kommt. Hierzu wird eine zusätzliche seismische Masse mit dem System verbunden und durch geeignete Wahl der Ankopplungsparameter der seismischen Masse Energie aus dem zu dämpfenden System in die Schwingung der seismischen Masse umgeleitet, wodurch ein Moment generiert wird, welches das Hauptsystem beruhigt. Als nachteilig werden dabei die Kosten des Systems mit der seismischen Masse angesehen.
Das Dokument WO 2017 / 158 131 A2 beschreibt eine Kurbelwellenanordnung mit Drehschwingungsdämpfer. Diese angegebene Kombination, die auch als so genannter Flywheel-Integrated Damper and Coupling (FIDC) bezeichnet wird, ermöglicht es, Drehschwingungen zu bedämpfen und den Antriebsstrang zu isolieren. Als nachteilig wird es dabei angesehen, dass die Isolation des Antriebsstrangs keine wesentlichen Vorteile gegenüber einem konventionellen Aufbau, bei dem die Kurbelwelle an einem vorderen Ende mit einem Dämpfer und an dem anderen Ende mit einer Kupplung versehen ist, liefert.
Für Schwingungsisolationen sind Komponenten mit so genannten negativen mechanischen Steifigkeiten vorgeschlagen worden. Die benötigte Komponente, welche eine solche negative mechanische Steifigkeit bildet, kann nur relativ komplex als Hardware realisiert werden. Systeme, die negative Steifigkeit aufweisen, tun dies üblicherweise nur in einem sehr begrenzten Arbeitsbereich. Beispiele sind z.B. Tellerfedern, die im 'Durchschlagpunkt' betrieben werden. Lösungen, die negative Steifigkeit über einen größeren Arbeitsbereich bzw. größeren transversalen Weg zeigen, sind aktive Elemente, bei denen das mechanische Verhalten über eine Regelung realisiert werden muss.
In dem Dokument WO 2019 / 185 196 A1 wird eine lineare Magnetfeder und Verwendung in Schwingungstilgern beschrieben: „Die lineare Magnetfeder kann man auch als „negative Feder“ verwenden. Wie bei einer „positiven Feder“ liegt in der Mittel- bzw. Ausgangslage keine Kraft (Moment) vor. Weicht der bewegte Teil von dieser Lage ab, entsteht keine rückstellende, sondern eine auslenkende Kraft (Moment), die linear mit der Auslenkung aus der Mittel- Ausgangslage ansteigt.“
Das Dokument „https://de.mitsubishielectric.com/de/news- events/releases/global/2019/0207-b/pdf/190207-b 3251 de de. pdf“ beschreibt eine passive Vorrichtung mit einer negativen Steifigkeit für die Regelung der Seilschwingungen bei Aufzügen in Hochhäusern. Eine negative Steifigkeit ist ein bekanntes Prinzip. Dabei wirkt eine Kraft in die entgegengesetzte Richtung gegen die Rückstellkraft einer normalen Feder. Die negative Steifigkeit wird durch Permanentmagnete erreicht, die einander zugewandt platziert werden, um das Seil dazwischen einzuklemmen.
Es seien noch weitere Beispiele zur Verwendung von negativen Steifigkeiten angegeben.
So illustriert das Dokument EP 3 521 656 A1 eine Schwingungsisolationsvorrichtung mit einer negativen Steifigkeit.
Das Dokument DE 10 2014 118 609 A1 beschreibt ein Verfahren und eine Vorrichtung zur aktiven Aufhängungsdämpfung mit einer negativen Steifigkeit. Daher ist es die Aufgabe der Erfindung, eine Kurbelwellenanordnung mit einer verbesserten Isolation des Antriebsstrangs zu schaffen.
Die Aufgabe wird durch den Gegenstand des Anspruchs 1 gelöst.
Die Aufgabe wird auch durch ein Verfahren als Gegenstand des Anspruchs 14 gelöst.
Ein Erfindungsgedanke basiert auf der Erkenntnis, dass eine zusätzliche Kopplung der bei dem Flywheel-Integrated Damper and Coupling FIDC bereits vorhanden Komponenten dazu führt, dass die Isolation des Antriebsstrangs entscheidend verbessert werden kann. Diese zusätzliche Kopplung ist die Ankopplung des Schwungrings (der Tilgermasse) an die Sekundärseite der Kupplung. Entscheidend ist hierbei, dass diese zusätzliche Kopplung eine negative Steifigkeit aufweist, wodurch sich das gewünschte Verhalten einstellt.
Eine erfindungsgemäße Kurbelwellenanordnung für einen Verbrennungsmotor umfasst a.) eine Kurbelwelle; b.) einen Drehschwingungsdämpfer mit einer Primärmasse und einem Schwungring; c.) wobei die Primärmasse fest mit der Kurbelwelle verbunden ist und der Schwungring und die Primärmasse über eine viskoses Fluid gekoppelt sind; d.) wobei der Drehschwingungsdämpfer an einem Abtriebsende der Kurbelwelle angebracht ist; e.) wobei die Primärmasse über eine elastische Kopplungseinrichtung mit einer Sekundärkupplung gekoppelt ist. Der Drehschwingungsdämpfer ist mit der Sekundärkupplung über eine Rückkopplungseinrichtung gekoppelt. Die Sekundärkupplung ist als ein Zweimassenschwungrad mit einem Primärschwungrad, einem Sekundärschwungrad und der elastischen Kopplungseinrichtung ausgebildet.
Ein Vorteil besteht darin, dass eine Isolation von Antriebssträngen von LK sEpjauch bei niedrigen Drehzahlen im Betrieb ermöglicht werden kann.
Mit dieser Ausführung können bei Verwendung in Antriebssträngen überraschenderweise deutlich niedrigere Motorendrehzahlen oder Kompressorendrehzahlen ermöglicht werden. Dies erhöht vorteilhaft die Effizienz, da Reibung minimiert wird. Ein weiterer Vorteil eines solchen Systems liegt auch in der Anwendung bei kleineren Verbrennungsmotoren im LKW- oder PKW-Bereich.
Die Kombination eines Zweimassenschwungrades mit in die Schwungradmasse integriertem Drehschwingungsdämpfer sowie zusätzlicher negativer Steifig- keit in der Rückkopplung trägt zu einer vorteilhaft starken Verbesserung des Isolationsgrades von Antriebssträngen von LKW, PKW, Bussen u.dgl. bei.
Ein Zweimassenschwungrad weist zwei Massen, ein Primärschwungrad und ein Sekundärschwungrad, auf, die durch eine Kupplung, z.B. ein Federdämpfungssystem, miteinander verbunden sind.
In bevorzugter Ausführung weist die Rückkopplungseinrichtung eine negative Steifigkeit auf. Durch diese zusätzliche Kopplung mit der negativen Steifigkeit kann eine vorteilhaft wesentliche Verringerung von Drehschwingungen und Drehungleichförmigkeiten erreicht werden. So kann ein gewünschtes Verhalten mit der negativen Steifigkeit ausgebildet werden. Auch wenn sich mechanische Komponenten mit negativer Steifigkeit einzeln instabil verhalten, kann die Stabilität des Gesamtsystems durch die weiteren bereits vorhandenen Komponenten erreicht werden.
Hierbei ergibt sich der Vorteil, dass durch die Rückkopplungseinrichtung die Sekundärseite des Antriebsstrangs deutlich weniger Drehungleichförmigkeiten aufweisen kann als im Stand der Technik.
Ein weiterer Vorteil besteht darin, dass eine geringere Belastung der Komponenten des Antriebsstrangs erzielt werden kann, wie beispielsweise geringerer Getriebeverschleiß. Im Falle eines Generators kann die „Sauberkeit“ einer Sinusschwingung des erzeugten Wechselstroms erhöht werden, d.h. eine Frequenzstabilität und Amplitudenstabilität kann verbessert werden.
Ein erfindungsgemäßes Verfahren zum Dämpfen von Drehschwingungen einer Kurbelwelle der oben angegebenen Kurbelwellenanordnung umfasst die Verfahrensschritte S1 , S2 und S3, wobei in dem ersten Verfahrensschritt (S1 ) eine Vorrichtung bereitgestellt wird, welche einen Drehschwingungsdämpfer mit einer Primärkupplung mit einer Primärmasse und mit einem außenliegenden Schwungring und eine Sekundärkupplung als Zweimassenschwungrad mit einer elastischen Kopplungseinrichtung aufweist, wobei in einem zweiten Verfahrensschritt (S2) ein Drehschwingungsdämpfen mittels einer Kopplung des Schwungrings mit der Primärmasse erfolgt, wobei ein weiteres Dämpfen mittels einer Kopplung der Primärmasse ihrerseits mit dem Zweimassenschwungrad ausgeführt wird. Und wobei in einem dritten Verfahrensschritt (S3) ein Dämpfen der Drehschwingungen und gleichzeitiges Isolieren eines Antriebsstrangs mittels einer negativen Steifigkeit erfolgt, welche eine Rückkopplung des Sekundärschwungrads des Zweimassenschwungrads auf den Schwungring bewirkt, wobei die Primarmasse des Drehschwingungsdämpfers mit dem Primärschwungrad des Zweimassenschwungrads gekoppelt ist.
Diese Art der Kopplung mittels einer negativen Steifigkeit ist im Gegensatz zu dem Stand der Technik besonders vorteilhaft, da somit eine verbesserte Reduktion von Drehungleichförmigkeiten und eine gleichzeitige sehr gute Isolation eines Antriebsstrangs einer Kurbelwelle im Gegensatz zum Stand der Technik erzielt werden können.
Vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung sind durch die Unteransprüche angegeben.
In einer Ausführung ist es vorgesehen, dass die Primärmasse des Drehschwingungsdämpfers mit dem Primärschwungrad des Zweimassenschwungrads gekoppelt ist, wobei das Primärschwungrad des Zweimassenschwungrads mittels der elastischen Kopplungseinrichtung mit dem Sekundärschwungrad des Zweimassenschwungrads gekoppelt ist. Mit anderen Worten, der Drehschwingungsdämpfer ist in die Masse des Primärschwungrads des Zweimassenschwungrads integriert. Dies ergibt einen vorteilhaft kompakten und effizienten Aufbau.
Es ist zudem vorgesehen, dass die Rückkopplungseinrichtung zwischen dem Schwungring des Drehschwingungsdämpfers und dem Sekundärschwungrad des Zweimassenschwungrads angeordnet ist. Auf diese Weise kann eine vorteilhaft einfache Rückkopplungsfunktion zwischen den Bauteilen realisiert werden.
In einer weiteren Ausführung ist der Schwungring des Drehschwingungsdämp- fers ein außenliegender Schwungring, mit welchem die Rückkopplungseinrichtung gekoppelt ist. Dies ist vorteilhaft, da so der Schwungring für die Rückkopplungseinrichtung von außen einfach zugänglich ist
In einer noch weiteren Ausführung weist die negative Steifigkeit Federelemente auf. Federn sind übliche Bauteile, die vorteilhaft mit hoher Qualität kostengünstig am Markt verfügbar sind. Dabei werden die Federelemente der negativen Steifigkeit der Rückkopplungseinrichtung gleichmäßig am Umfang eines Außenrings der Sekundärkupplung und an einem gegenüberliegenden Rand des Schwungrings des Drehschwingungsdämpfers verteilt angebracht sind und erstrecken sich in radialer Richtung. Dies ergibt einen vorteilhaften einfachen und platzsparenden Aufbau.
Es ist vorteilhaft, wenn die Federelemente der negativen Steifigkeit der Rückkopplungseinrichtung jeweils mindestens eine vorgespannte Schraubenfeder aufweisen. Damit lässt sich jede Feder vorteilhaft einfach einstellen und anpassen.
In einer bevorzugten Ausführung weist die Rückkopplungseinrichtung mit der negativen Steifigkeit vier oder mehr Federelemente auf.
In einer alternativen Ausführung weist die negative Steifigkeit der Rückkopplungseinrichtung Magnetelemente auf. Dies ist vorteilhaft, da diese üblichen Bauteile mit hoher Qualität kostengünstig am Markt verfügbar sind.
So sind in einer weiteren Ausführung erste Magnetelemente gleichmäßig am Umfang eines Rands des Schwungrings verteilt angebracht, wobei zweite Magnetelemente gleichmäßig am Umfang eines Außenrings der Sekundärkupplung verteilt angebracht sind. Dieser Aufbau ist kompakt und platzsparend.
Die Rückkopplungseinrichtung mit der negativen Steifigkeit kann in einer bevorzugten Ausführung mindestens vier oder mehr erste Magnetelemente und mindestens vier oder mehr zweite Magnetelemente aufweisen. Der Vorteil hierbei ist die Anpassungsfähigkeit an unterschiedliche Einsatzfälle.
Eine noch weitere Ausführung sieht vor, dass ein Winkel zwischen jeweils zwei benachbarten ersten Magnetelementen und ein Winkel zwischen jeweils zwei benachbarten zweiten Magnetelementen um eine Drehachse 90° beträgt, wobei ein Winkel jeweils zwischen einem ersten Magnetelement und einem zweiten Magnetelement um die Drehachse einen Wert von 45° aufweist. Dieser Aufbau ist vorteilhaft einfach und kompakt.
In einer anderen Ausführung weisen die ersten Magnetelemente mit einem Nordpol zu der Drehachse, wobei die zweiten Magnetelemente mit einem Nordpol zu der Drehachse weisen. Dies ist vorteilhaft für die Einstellung der negativen Steifigkeit.
Es ist weiterhin vorteilhaft, dass die Magnetelemente Permanentmagnete sind, welche als übliche Bauteile kostengünstig in hoher Qualität verfügbar sind.
Wenn die Magnetelemente als Elektromagnete ausgebildet sind, können über eine entsprechende Steuervorrichtung die Werte der negativen Steifigkeit einstellbar, anpassbar und auch in Abhängigkeit von entsprechenden Parametern regelbar sein. Auf diese Weise kann ein positiver Feed-Back-Verstärker vorteilhaft realisiert werden.
Auch eine Kombination von Permanentmagneten und Elektromagneten kann in bestimmten Einsatzfällen vorteilhaft sein.
Eine weitere Kombination von Federelementen und Magnetelementen ist ebenfalls denkbar und erweitert vorteilhaft eine Anpassungsfähigkeit an unterschiedliche Einsatzfälle.
Ausführungsbeispiele der Erfindung werden nachfolgend anhand der beigefügten Zeichnungen beschrieben. Diese Ausführungsbeispiele dienen lediglich der Veranschaulichung der Erfindung anhand bevorzugter Konstruktionen, welche aber die Erfindung nicht abschließend darstellen. Es sind insofern im Rahmen der Ansprüche auch andere Ausführungsbeispiele sowie Modifikationen und Äquivalente der dargestellten Ausführungsbeispiele realisierbar.
Es zeigen:
Figur 1 eine schematische Darstellung einer Kurbelwellenanordnung nach dem Stand der Technik;
Figur 2 einen schematischen Abschnitt einer weiteren Kurbelwellenanordnung bzw. einer Vorrichtung zur Dämpfung von Drehschwingungen nach dem Stand der Technik;
Figur 3 einen schematischen Abschnitt einer erfindungsgemäßen
Kurbelwellenanordnung mit einem Ausführungsbeispiel der erfindungsgemäßen Vorrichtung zur Dämpfung von Drehschwingungen; Figur 4-5 schematische Ansichten von Ausführungsbeispielen einer Rückkopplungseinrichtung mit negativen Steifigkeiten;
Figur 6 ein schematisches Flussdiagramm eines erfindungsgemäßen Verfahrens.
Figur 1 zeigt eine schematische Darstellung einer Kurbelwellenanordnung nach dem Stand der Technik.
Figur 2 stellt einen schematischen Abschnitt einer weiteren Kurbelwellenanordnung bzw. einer Vorrichtung 100’ zur Dämpfung von Drehschwingungen nach dem Stand der Technik dar.
Die Kurbelwellenanordnung 1 ist besonders für einen Hubkolbenmotor, insbesondere für einen Verbrennungsmotor geeignet. Eine Kurbelwelle 2 mit einer Drehachse 2a ist an einem Antriebsende 6 mit einem Drehschwingungsdämpfer 3 verbunden. Damit befindet sich der Drehschwingungsdämpfer 3 auf einer ursprünglichen Position des nicht gezeigten Schwungrades.
Da der Drehschwingungsdämpfer 3 auch die Aufgabe der Reduzierung der Drehungleichförmigkeit des Motors, welchem die Kurbelwelle 2 zugeordnet ist, übernimmt, benötigt er eine geeignete Abstimmung zwischen einer Primärmasse 4, die fest mit der Kurbelwelle 2 verbunden ist, und einer Sekundärmasse 5, die seismisch, elastisch dämpfend an der Primärmasse 4 angebracht ist.
Die geeignete Abstimmung bewirkt, dass bei geringer Drehzahl, also bei geringen Frequenzen, die Verbindung zwischen der Primärmasse 4 und der Sekundärmasse 5 als starr betrachtet werden kann. Beide Massen 4, 5 bilden quasi eine Einheit und fungieren bei niedrigen Drehzahlen als Schwungrad. In dieser Situation spielen Drehschwingungen bei einem Motor eine untergeordnete Rolle. Ein weiteres Schwungrad ist bei einer solchen Kurbelwellenanordnung 1 nicht notwendig.
Bei höherer Drehzahl, also bei höheren Frequenzen kommt die größere Sekundärmasse 5 zur Geltung und dämpft die Drehschwingungen. Der Drehschwingungsdämpfer 3 arbeitet in seiner ursprünglichen Form. In diesem Betriebszustand, also bei hohen Drehzahlen, spielt die Drehungleichförmigkeit eine untergeordnete Rolle. Die in dem Beispiel gezeigte Kurbelwellenanordnung 1 zeigt eine Prinzipskizze für einen Vier-Zylinder-Motor. Die Erfindung soll nicht darauf beschränkt sein, sie lässt sich auch einsetzen als Kurbelwellenanordnung von Motoren mit geringerer oder höherer Zylinderanzahl, insbesondere mit sechs, acht, zehn, zwölf oder mehr Zylindern oder auch V-Motoren mit bis zu 20 Zylindern.
Der Drehschwingungsdämpfer 3 in Figur 2 ist z.B. ein Viskositäts-Dämpfer und weist die Primärmasse 4 auf, die fest mit der Kurbelwelle verbunden ist, und die Sekundärmasse 5, die hier als Ring ausgebildet ist, der in einer Kammer der Primärmasse 4 rotieren kann, wobei ein Spalt zwischen diesen beiden Massen mit viskosem Medium, z.B. Silikonöl, gefüllt ist. Eine geeignete Abstimmung bewirkt auch hier, dass bei geringer Drehzahl, also bei geringen Frequenzen, die Primärmasse 4 und die Sekundärmasse 5 als eine Einheit betrachtet werden kann
In den Drehschwingungsdämpfer 3 ist auch noch direkt ein Kupplungs- Funktionsabschnitt mit einem Elastomer-Kupplungsring 8 integriert und bildet eine Sekundärkupplung 9. Der Elastomer-Kupplungsring 8 ist einerseits mit einem nabenartigen Innenring 7 der Primärmasse 4 und andererseits mit Außenring 8 der Sekundärkupplung 9 verbunden. Der Außenring 8 ist über einen Verbindungsabschnitt 9b mit einem Abtrieb 10, z.B. ein Eingangselement eines ansonsten nicht dargestellten Getriebes, das zu einem ebenfalls nicht gezeigten aber vorstellbaren Antriebsstrang gehört, gekoppelt.
Diese Ausführung wird auch als „Flywheel-Integrated Damper and Coupling“ (FIDC) bezeichnet.
In Figur 3 ist ein Abschnitt einer erfindungsgemäßen Kurbelwellenanordnung 1 mit einem Ausführungsbeispiel der erfindungsgemäßen Vorrichtung 100 zur Dämpfung von Drehschwingungen schematisch dargestellt.
Die Vorrichtung 100 umfasst eine Primärkupplung 11 als Viskositäts- Drehschwingungsdämpfer 3 mit einer Primärmasse 4 und einem Schwungring 12, eine Sekundärkupplung 9 mit einer elastischen Kopplungseinrichtung 8 und eine Rückkopplungseinrichtung 13.
Der Schwungring 12 des Drehschwingungsdämpfers 3 ist ein außenliegender Schwungring 12 und ist mit der Primärmasse 4 gekoppelt. Dies ist in Figur 3 beispielhaft als eine Primärkupplung 11 dargestellt. Die Primärkupplung 11 umfasst die mit der Kurbelwelle 2 verbundene Primärmasse 4, welche ein hier scheibenförmiges Dämpferelement 11a mit einem umlaufenden Kragen, und den Schwungring 12 mit einer Kammer 12a, in welcher das Dämpferelement 11a mit einem nicht näher beschriebenen Fluid aufgenommen ist. Die Kammer 12a ist mittels nicht näher beschriebener Dichtungen 12b gegenüber der Welle der Primärmasse 4 abgedichtet. Dieser Aufbau weist eine bestimmte Steifigkeit und Dämpfung auf.
Im Gegensatz zu dem Schwungring 5 aus dem Stand der Technik wie in Figur 2 gezeigt ist der Schwungring 12 hier als ein außenliegender Schwungring 12 ausgebildet. Der Schwungring 12 weist zudem einen umlaufenden Rand 12c auf, welcher zum Abtrieb 10 weist. Der Rand 12c wird unten noch weitere beschrieben.
Die Sekundärkupplung 9 ist hier als ein Zweimassenschwungrad ZMS ausgebildet und umfasst ein Primärschwungrad 9a, ein Sekundärschwungrad 9b und die elastische Kopplungseinrichtung 8.
Die Primärmasse 4 des Drehschwingungsdämpfers 3 ist ihrerseits mit dem Zweimassenschwungrad ZMS gekoppelt. Dies wird im Folgenden noch näher erläutert.
Ein Ausführungsbeispiel dieser Kopplung ist in Figur 3 gezeigt. Hierbei ist anstelle des Innenrings 7 (siehe Figur 2) ein Verbindungsring 7a vorgesehen, welcher einerseits zum Drehschwingungsdämpfer 3 weisend mit dessen Primärmasse 4 fest verbunden ist. Andererseits ist der Verbindungsring 7a an seinem Außendurchmesser zum Abtrieb 10 hin verbreitert, wobei der Außendurchmesser mit dem Primärschwungrad 9a des Zweimassenschwungrads ZMS verbunden ist.
Auf diese Weise ist der Drehschwingungsdämpfer 3 in die Masse des Primärschwungrads 8a des Zweimassenschwungrads ZMS integriert.
Das Primärschwungrad 9a des Zweimassenschwungrads ZMS ist wie ein übliches Zweimassenschwungrad mittels der Kopplungseinrichtung 8 mit dem Sekundärschwungrad 9b des Zweimassenschwungrads ZMS gekoppelt.
Die Kopplungseinrichtung 8 kann wie ein übliches Zweimassenschwungrad ZMS z.B. ein Federdämpfungssystem mit positiver Steifigkeit aufweisen. Ein solches Federdämpfungssystem kann beispielsweise bogenförmige Spiralfedern, Membranen, Lager, Druckfedern und Schmiermedium umfassen.
Das Sekundärschwungrad 9b des Zweimassenschwungrads ZMS ist weiterhin mit dem Abtrieb 10 drehfest verbunden. Zudem weist hier das Sekundärschwungrad 9b des Zweimassenschwungrads ZMS an seinem Außendurchmesser einen um laufenden Kragen 9c auf. Der Kragen 9c bildet einen Rückkopplungsabschnitt des Zweimassenschwungrads ZMS.
Der Schwungring 12 des Drehschwingungsdämpfers 11 ist im Gegensatz zum Stand der Technik über eine Steifigkeit mit der Sekundärkupplung 9, d.h. mit dem Zweimassenschwungrad ZMS gekoppelt. Diese Steifigkeit ist hier als eine so genannte negative Steifigkeit der Rückkopplungseinrichtung 13 ausgebildet. Die Rückkopplungseinrichtung 13 verbindet den Rand 12c des Schwungrings 12 des Drehschwingungsdämpfers 11 mit dem Kragen 9c des Sekundärschwungrads 9b des Zweimassenschwungrads ZMS.
Andere Ausgestaltungen der hier in Figur 3 schematischen dargestellten Vorrichtung 100 sind selbstverständlich möglich.
Die Rückkopplungseinrichtung 13 bildet eine zusätzliche Kopplung der beim FIDC (siehe Figur 2) bereits vorhandenen Komponenten und führt dazu, dass die Isolation des Antriebsstrangs entscheidend verbessert werden kann. Diese zusätzliche Kopplung ist die Ankopplung des Schwungrings 12 (der Tilgermasse) an das Sekundärschwungrad 9b des Zweimassenschwungrads ZMS, d.h. an dessen Kragen 9c.
Entscheidend ist hierbei, dass diese zusätzliche Kopplung eine negative Steifigkeit haben muss, damit sich das gewünschte Verhalten einstellt. Mechanische Komponenten mit negativer Steifigkeit verhalten sich einzeln instabil, die Stabilität des Gesamtsystems wird durch die weiteren bereits vorhandenen Kopplungen erzielt.
Die Kopplung des Schwungrings 12 an das Sekundärschwungrad 9b des Zweimassenschwungrads ZMS mittels negativer Steifigkeit kann über verschiedene technische Ansätze erfolgen, z.B. über entsprechend angeordnete Magnete oder über vorgespannte Federn oder über ein aktives System mit positivem Feed-Back-Verstärker. Figur 4 zeigt eine schematische Ansicht eines ersten Ausführungsbeispiels der Rückkopplungseinrichtung 13 mit negativer Steifigkeit mit Federelementen 14.
Figur 5 stellt eine schematische Ansicht eines zweiten Ausführungsbeispiels der Rückkopplungseinrichtung 13 mit negativer Steifigkeit mit Magenetelemen- ten 15, 16 dar.
In diesem ersten Ausführungsbeispiel weist die Rückkopplungseinrichtung 13 vier Federelemente 14-1 , 14-2, 14-3 und 14-4 auf, welche gleichmäßig am Umfang des Kragens 9c des Sekundärschwungrads 9b des Zweimassenschwungrads ZMS und am gegenüberliegenden Rand 12c des Schwungrings 12 verteilt angebracht sind und sich in radialer Richtung erstrecken. Ein Winkel zwischen jeweils zwei benachbarten Federelementen 14-1 , 14-2, 14-3, 14-4 um die Drehachse 2a beträgt hier 90°.
Jedes Federelement 14-1 , 14-2, 14-3, 14-4 besteht hier aus mindestens einer vorgespannten Schraubenfeder. Es können natürlich auch mehr als vier Federelemente 14 zum Einsatz kommen
In dem zweiten Ausführungsbeispiel der Rückkopplungseinrichtung 13 sind vier erste Magnetelemente 15-1 , 15-2, 15-3, 15-4 gleichmäßig am Umfang des Rands 12c des Schwungrings 12 derart angebracht, dass ihr jeweiliger Nordpol, hier mit „+“ bezeichnet zur Drehachse 2a weist. Ein Winkel zwischen jeweils zwei benachbarten ersten Magnetelementen 15-1 , 15-2, 15-3, 15-4 um die Drehachse 2a beträgt hier 90°.
Zudem sind am Umfang des Kragens 9c des Sekundärschwungrads 9b des Zweimassenschwungrads ZMS vier zweite Magnetelemente 16-1 , 16-2, 16-3, 16-4 gleichmäßig am Umfang Kragens 9c des Sekundärschwungrads 9b des Zweimassenschwungrads ZMS angebracht. Ein Winkel zwischen jeweils zwei benachbarten zweiten Magnetelementen 16-1 , 16-2, 16-3, 16-4 um die Drehachse 2a beträgt hier 90°, wobei ein Winkel jeweils zwischen einem ersten Magnetelement 15-1 , 15-2, 15-3, 15-4 und einem zweiten Magnetelement 16-1 , 16-2, 16-3, 16-4 um die Drehachse 2a einen Wert von 45° aufweist.
Die zweiten Magnetelementen 16-1 , 16-2, 16-3, 16-4 sind so angeordnet, dass ihr Südpol, hier mit bezeichnet, von der Drehachse 2a weg radial nach außen weist, bzw. ihr Nordpol zu der Drehachse 2a weist. Die Magnetelemente 15-1 , 15-2, 15-3, 15-4 und 16-1 , 16-2, 16-3, 16-4 sind hier so angeordnet, dass der ringförmige Bereich zwischen dem Kragen 9c des Sekundärschwungrads 9b des Zweimassenschwungrads ZMS und der Innenseite des Rands 12c, die zur Drehachse 2a weist, frei bleibt.
Die Magnetelemente 15-1 , 15-2, 15-3, 15-4 und 16-1 , 16-2, 16-3, 16-4 sind hier als Permanentmagnete ausgebildet. Es ist aber auch denkbar, dass sie als Elektromagnete ausgeführt sein können. In diesem Fall ist eine Steuerung der so gebildeten Rückkopplungseinrichtung 13 denkbar. Auch eine Regelung in Abhängigkeit von unterschiedlichen Parametern, z.B. Drehzahl, Motorlast usw., ist denkbar. Auf diese Weise könnte das oben angedeutete aktive System mit positivem Feedback-Verstärker realisiert werden.
Es können auch jeweils mehr als vier Magnetelemente 15, 16 verwendet werden.
Figur 6 zeigt ein schematisches Flussdiagramm eines erfindungsgemäßen Verfahrens zum Dämpfen von Drehschwingungen einer Kurbelwelle 2.
In einem ersten Verfahrensschritt S1 wird eine Vorrichtung 100 bereitgestellt, welche einen Drehschwingungsdämpfer 3 mit einer Primärkupplung 11 mit einer Primärmasse 4 und einem Schwungring 12 und eine Sekundärkupplung 9 als Zweimassenschwungrad ZMS mit einer elastischen Kopplungseinrichtung 8 aufweist.
Ein zweiter Verfahrensschritt S2 sieht vor, dass ein Drehschwingungsdämpfen mittels einer Kopplung des Schwungrings 12 mit der Primärmasse 4 erfolgt, wobei ein weiteres Dämpfen mittels einer Kopplung der Primärmasse 4 mit dem Zweimassenschwungrad ZMS ausgeführt wird.
Schließlich erfolgt in einem dritten Verfahrensschritt S3 ein Dämpfen der Drehschwingungen und gleichzeitiges Isolieren eines Antriebsstrangs mittels einer negativen Steifigkeit, welche eine Rückkopplung des Sekundärschwungrads 9b des Zweimassenschwungrads ZMS auf den Schwungring 12 bewirkt, wobei die Primarmasse 4 des Drehschwingungsdämpfers 3 mit dem Primärschwungrad 9a des Zweimassenschwungrads ZMS gekoppelt ist.
Auf diese Weise können die Drehungleichförmigkeiten bzw. Drehschwingungen erheblich reduziert werden und es ergibt sich eine verbesserte Isolation des Antriebsstrangs. Zudem kann eine geringere Belastung der Komponenten des Antriebsstrangs erzielt werden, wie beispielsweise geringerer Getriebeverschleiß. Im Falle eines Generators kann die „Sauberkeit“ einer Sinusschwingung des erzeugten Wechselstroms erhöht werden, d.h. eine Frequenzstabilität und Amplitudenstabilität kann verbessert werden.
Die Vorrichtung 100 kann in Antriebssträngen von LKW, ggf. PKW, Bussen usw. zum Einsatz kommen. Die Erfindung ist durch das oben angegebene Ausführungsbeispiel nicht eingeschränkt, sondern im Rahmen der Ansprüche modifizierbar.
Es ist denkbar, dass die Rückkopplungseinrichtung 13 eine Kombination aus Federelementen 14 und Magnetelementen 15, 16 aufweist.
Die Magnetelemente 15, 16 können auch als Permanentmagnete und Elektromagnete kombiniert sein.
Bezugszeichenliste
1 Kurbelwellenanordnung
2 Kurbelwelle
2a Drehachse
3 Drehschwingungsdämpfer
4 Primärmasse
5 Sekundärmasse
6 Antriebsende Kurbelwelle
7 Innenring
7a Verbindungsring
8 Kopplungseinrichtung
9 Sekundärkupplung
9a Primärschwungrad
9b Sekundärschwungrad
9c Kragen
10 Abtrieb
11 Primärkupplung
11 a Dämpferelement
12 Schwungring
12a Kammer
12b Dichtelement
12c Rand
13 Rückkopplungseinrichtung
14-1 ; 14-2; 14-3; 14-4 Federelement
15-1 ; 15-2; 15-3; 15-4 Erstes Magnetelement
16-1 ; 16-2; 16-3; 16-4 Zweites Magnetelement
S1 ; S2; S3 Verfahrensschritt
ZMS Zweimassenschwungrad

Claims

Ansprüche
1 . Kurbelwellenanordnung (1 ) für einen Verbrennungsmotor, aufweisend a. eine Kurbelwelle (2); b. einen Drehschwingungsdämpfer (3) mit einer Primärmasse (4) und einem Schwungring (12); c. wobei die Primärmasse (4) fest mit der Kurbelwelle (2) verbunden ist und der Schwungring (12) und die Primärmasse (4) über eine viskoses Fluid gekoppelt sind; d. wobei der Drehschwingungsdämpfer (3) an einem Abtriebsende der Kurbelwelle (2) angebracht ist; e. wobei die Primärmasse (4) über eine elastische Kopplungseinrichtung (8) mit einer Sekundärkupplung (9) gekoppelt ist, f. wobei der Drehschwingungsdämpfer (3) mit der Sekundärkupplung (9) über eine Rückkopplungseinrichtung (13) gekoppelt ist, dadurch gekennzeichnet, dass die Sekundärkupplung (9) als ein Zweimassenschwungrad (ZMS) mit einem Primärschwungrad (9a), einem Sekundärschwungrad (9b) und der elastischen Kopplungseinrichtung (8) ausgebildet ist.
2. Kurbelwellenanordnung (1 ) nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die Rückkopplungseinrichtung (13) eine negative Steifigkeit aufweist.
3. Kurbelwellenanordnung (1 ) nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Primärmasse (4) des Drehschwingungsdämpfers (3) mit dem Primärschwungrad (9a) des Zweimassenschwungrads (ZMS) gekoppelt ist, wobei das Primärschwungrad (9a) des Zweimassenschwungrads (ZMS) mittels der elastischen Kopplungseinrichtung (8) mit dem Sekundärschwungrad (9b) des Zweimassenschwungrads (ZMS) gekoppelt ist.
4. Kurbelwellenanordnung (1 ) nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass die Rückkopplungseinrichtung (13) zwischen dem Schwungring (12) des Drehschwingungsdämpfers (3) und dem Sekundärschwungrad (9b) des Zweimassenschwungrads (ZMS) angeordnet ist.
5. Kurbelwellenanordnung (1 ) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Schwungring (12) des Drehschwingungsdämpfers (3) ein außenliegender Schwungring (12) ist.
6. Kurbelwellenanordnung (1 ) nach einem der Ansprüche 2 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass die negative Steifigkeit Federelemente (14-1 , 14-2, 14- 3, 14-4) aufweist.
7. Kurbelwellenanordnung (1 ) nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass die Federelemente (14-1 , 14-2, 14-3, 14-4) der negativen Steifigkeit (kn) der Rückkopplungseinrichtung (13) gleichmäßig am Umfang eines Außenrings (9a) der Sekundärkupplung (9) und an einem gegenüberliegenden Rand (12c) des Schwungrings (12) des Drehschwingungsdämpfers (3) verteilt angebracht sind und sich in radialer Richtung erstrecken.
8. Kurbelwellenanordnung (1 ) nach Anspruch 6 oder 7, dadurch gekennzeichnet, dass die Federelemente (14-1 , 14-2, 14-3, 14-4) der negativen Steifigkeit der Rückkopplungseinrichtung (13) jeweils mindestens eine vorgespannte Schraubenfeder aufweisen.
9. Kurbelwellenanordnung (1 ) nach einem der Ansprüche 6 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass die Rückkopplungseinrichtung (13) mit der negativen Steifigkeit vier oder mehr Federelemente (14-1 , 14-2, 14-3, 14-4) aufweist.
10. Kurbelwellenanordnung (1 ) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die negative Steifigkeit der Rückkopplungseinrichtung (13) Magnetelemente (15-1 , 15-2, 15-3, 15-4; 16-1 , 16-2, 16-3, 16- 4) aufweist.
11 . Kurbelwellenanordnung (1 ) nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, dass erste Magnetelemente (15-1 , 15-2, 15-3, 15-4) gleichmäßig am Umfang eines Rands (12c) des Schwungrings (12) verteilt angebracht sind, wobei zweite Magnetelemente (16-1 , 16-2, 16-3, 16-4) gleichmäßig am Umfang eines Außenrings (9a) der Sekundärkupplung (9) verteilt angebracht sind.
12. Kurbelwellenanordnung (1 ) nach Anspruch 10 oder 11 , dadurch gekennzeichnet, dass die Rückkopplungseinrichtung (13) mit der negativen Steifigkeit mindestens vier oder mehr erste Magnetelemente (15-1 , 15-2, 15-3, 15-4) und mindestens vier oder mehr zweite Magnetelemente (16-1 , 16-2, 16-3, 16-4) aufweist.
13. Kurbelwellenanordnung (1 ) nach einem der Ansprüche 10 bis 12, dadurch gekennzeichnet, dass die Magnetelemente (15-1 , 15-2, 15-3, 15-4; 16-1 , 16- 2, 16-3, 16-4) Permanentmagnete oder/und als Elektromagnete ausgebildet sind.
14. Verfahren zum Dämpfen von Drehschwingungen einer Kurbelwelle (2) einer Kurbelwellenanordnung (1 ) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, wobei in einem ersten Verfahrensschritt (S1 ) eine Vorrichtung (100) bereitgestellt wird, welche einen Drehschwingungsdämpfer (3) mit einer Primärkupplung (11 ) mit einer Primärmasse (4) und mit einem außenliegenden Schwungring (12) und eine Sekundärkupplung (9) als Zweimassenschwungrad (ZMS) mit einer elastischen Kopplungseinrichtung (8) aufweist, wobei in einem zweiten Verfahrensschritt (S2) ein Drehschwingungsdämpfen mittels einer Kopplung des Schwungrings (12) mit der Primärmasse (4) erfolgt, wobei ein weiteres Dämpfen mittels einer Kopplung der Primärmasse (4) ihrerseits mit dem Zweimassenschwungrad (ZMS) ausgeführt wird, dadurch gekennzeichnet, dass in einem dritten Verfahrensschritt (S3) ein Dämpfen der Drehschwingungen und gleichzeitiges Isolieren eines Antriebsstrangs mittels einer negativen Steifigkeit, welche eine Rückkopplung des Sekundärschwungrads (9b) des Zweimassenschwungrads (ZMS) auf den Schwungring (12) bewirkt, wobei die Pri- marmasse (4) des Drehschwingungsdämpfers (3) mit dem Primärschwungrad (9a) des Zweimassenschwungrads (ZMS) gekoppelt ist.
EP22821973.9A 2021-11-26 2022-11-23 Kurbelwellenanordnung mit drehschwingungsdämpfer Pending EP4437246A1 (de)

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