Schrifttum

[lJ Huber, E. W . u. Greiner, M. : Ladungsschichtung im Benzin­motor. Automobil-Revue, Nr. 20 vom 30. 4. 1970

[2J Stahl, G.: Verbrennungsmotor mit Ladungsschichtung und Gemischbildungsverfahren. Deutsche Patentanmeldung P 2214400.9 sowie Zusatzanmeldung P 2222029.7 und P 2259888.5, 1972

[3J Stahl, G. : Gestaltung und Arbeitswei se eines neuen Schicht­ladeverfohrens für Hubkolbenmotoren. MTZ 33 (1972) Nr. 12, S. 469--474

[4J Heitland, H. u. A.: Möglichkeiten zur Verbesserung des Ab­gosverhaltens von Ottomotoren durch innere motorische Maßnahmen. MTZ 33 (1972) Nr. 5, S. 195-206

[5J Schworzbauer, G. : Verbrennungsoblauf und Stickoxidbildung im Ottomotor. MTZ 34 (1973) Nr. 3, S. 77-84

[6J Lange, K.: Beeinflussung der Abgasemission von Verbren­nungsmotoren durch motorinterne Moßnohmen. MTZ 34 (1973) Nr. 7 S. 221-225

[7J Decker, G. und Brandstetter, W.: Erste Ergebnisse mit dem VW-Schichtladungsverfahren. MTZ 34 (1973) Nr. 10, S. 317 bis 322

[8J Huber, E. W . und Si mon, N.: Abgasverbesseru ng bei Otto­motoren durch zweistufige Verbrennung . MTZ 35 (1974) Nr. 1, S.4-8

[9J Brown, R. G. und Swanson, C. H.: Change in Automotive Power Plonts. Automotive Industries USA, 1. Februar 1974, S. 39--42

[10J Löhner, K. und Stahl, G.: Die Schleppleistung von Viertakt­DieselmotQren mit Auspuffbremse. Deutsche Kraftfahrtfor­schung, Heft 93, 1956

Dipl.-Ing. Albert Eberhard, Waiblingen, und Dr.-lng. Otto Lang, Rommelshausen 621.436.1 .011-122.1 (43) DB

Der Fünfzylinder-Reihenmotor und seine triebwerkmechanischen Eigenschaften

Erstmalig im Personenwagenbau verwendet Doimler-Benz serien­mäßig einen 5-Zylinder-Reihenmotor, den Dieselmotor OM 617 mit 3 I Hubroum und einer Leistung von 59 kW (80 PS) . Damit er­geben sich erhebliche konstruktive und fertigungstechnische Vor­teil e. Im folgenden wird dos dynamische Verhalten dieser Bau­weise untersucht.

The 5-Cylinder In-line Engine and its Balancing Properties

Abstract:

For many years, the concept of 0 5-cylinder in-line engine was not put into production due to its primary and secondory inertio couples. Proposed designs to improve this, such os the use of unequal distonces between cylinders (Fig . 1), additional balance shofts with nonuniform firing order (Fig. 2), had to be discorded because of the higher costs involved. Even 0 well-designed pas­senger car, which demands a higher level of comfort, does not necessitate influencing these unbalanced forces, but rather efforts are made to improve the effects on the vehicle by the effective application of theoretical knowledge on vibration, as shown in a simplified manner in figs. 3-5.

Resonance is to be strictly avoided within the engine speed limits. The most favourable conditions result when the engine is running above its critical speed. This fact can be utilised with respect to the excitation by the gas forces (Fig. 6) as weil as inertia couples (Fig . 7), i. e. by an appropriate design of the flexible engine mounting (Fig . 8). High frequency vibrations, such as the bending vibration of the engine/transmission unit, have to be coordinated, so that its critical eng ine speed is higher thon maximum engine speed. This can be realised by appropriately reinforcing the engine/transmission unit (Fig . 9) .

This principle is applied so successfully in the Mercedes-Benz car 240 D 3.0 that it enjoys general recognition due to its quiet running.

1. Geschichtlicher Uberblick

" Es besteht kein Grund, die 5-Zylinder-Maschine mit voligela­gerter Kurbelwelle zu meiden, wie es bis heute allgemein ge­schieht" .

Zu dieser Feststellung gelangte im Jahre 1931 Prof. Föppl in seinem Buch [l J am Ende des Abschnittes über die 5-Kurbel­Maschine. Er begründet dies damit, daß der 5-Zylinder mit gleichmäßig geteiltem Kurbelstern keine freien Kräfte 1. und 2. Ordnung hat (er spricht hier irreführend vom "vollständi­gen Massenausgleich" 1. und 2. Ordnung), und daß sich bei bestimmter Wahl der Kröpfungsfolge ein nahezu vollständi­ger Ausgleich des Kippmomentes 1. Ordnung ergibt. Für ihn war also die Erregung durch das kleine Kippmoment 1. Ord­nung und das große Kippmoment 2. Ordnung bedeutungslos .

Sein Zeitgenosse Schrön, erfahrener Motorenbauer aus dem Kreis von Prof. List, hält diese Eigenheiten des 5-Zylinders of­fensichtlich für so nachteilig, daß er vorschlägt [2J, den Zy-

102

linderabstand der inneren Zylinder um immerhin 62 % größer zu wählen als den der äußeren Zylinder, Bi I d 1. Diesen Vorschlag zu machen fiel ihm kaum leicht, da eine solche Vergrößerung der Motorlänge dem Streben nach einer kom­pakten Bauweise widerspricht. Außerdem war durch diese Maßnahme des vergrößerten Zylinderabstandes nur eine der beiden Kippmoment-Erregungen zum Verschwinden zu brin­gen. Biezeno-Grammel [4J hält diese ungleiche Zylindertei­lung ebenfalls für notwendig und findet auch, daß dieser Teilungssprung sogar dem Goldenen Schnitt entspreche und somit auch ästhetische Gesichtspunkte befried igen könne.

Auf der Suche nach einer brauchbaren Lösung ohne Platzver­schwendung durch ungleiche Zylinderabstände ließ sich der sehr früh verstorbene Hasselgruber, bekannter und erfolgrei­cher Motorenbauer, das Patent 1 142727 erteilen, das einen 5-Zylinder-Motor mit ungleichen Kröpfungswinkeln, d . h. auch ungleichen Zündabständen sowie mindestens einer, besser zwei Ausgleichswellen 1. Ordnung beschreibt, Bi I d 2. Durch die leichte Winkelmodifikation des Kröpfungssterns verschwindet das Kippmoment 2. Ordnung, durch die Aus­gleichswellen auch das Kippmoment 1. Ordnung. Allerdings ist auch diese Lösung nicht vollkommen, treten doch, wenn auch kleine, freie Kräfte 1. Ordnung auf, welche durch weite­re Ausgleichswellen kompensiert werden können. Auch nimmt die durch die Ausgleichswellen recht aufwendige Lösung ein freies Drehmoment 0,5. Ordnung und höherer Ordnungen in Kauf, hervorgerufen durch die ungleichmäßigen Zündab­stände.

Dieser sicher nicht vollständige Rückblick zeigt, welche Schwierigkeiten erfahrene Motorenbauer bei der Konzeption von 5-Zylinder-Reihenmotoren sahen .

B i I d 1. Welle nach Schrön ; Kippmoment 1. Ordnung = 0

~/~ 5 1 ß ß 4 2

'",

IX = 76,28° ß·70,12°

Bi I d 2. Welle nach Hasselgruber; vollständiger Massenaus­gleich 1. und 2. Ordnung

MTZ Motortechnische Zeitschrift 36 (1975) 4

4,5

4,0

3,5

3,0

~5

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45

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45

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45 ~o ~5 2,0 n/nKr---

2,5 o

3,0

Bi I d 3. Resonanzkurve und Isolierwirkungsgrad eines Schwin­gers mit Werkstoffdämpfung 1jJ und konstanter Erregerkraft (Erre­germoment)

2. Schwingungsverhalten und Laufruhe

Der Begriff "Laufruhe" eines Fahrzeugmotors umfaßt das weite Spektrum von Schwingungserscheinungen, die sich aku­stisch als Geräusche und mechanisch als Vibrationen be­merkbar machen. Grundsätzlich wird beides physikalisch durch Schwingungsvorgänge beschrieben. Ohne im einzelnen auf die speziellen Beurteilungsgrößen und die Vielfalt von Er­regungen und Schwingungssystemen einzugehen, sollen hier am Modell des Ein-Massenschwingers die wesentlichen Ge­sichtspunkte in Erinnerung gebracht werden.

Erregt man einen Schwinger bestimmter Eigenfrequenz ne =

nKr mit einer harmonischen Erregung konstanter Amplitude PE, aber veränderlicher Erregerfrequenz n, so ergibt sich die Resonanzkurve nach Bild 3. Beginnend mit dem quasistati­schen Zustand mit der Oberhöhung 1 erfolgt im unterkriti­schen Bereich

(1)

ein Anstieg, der in der Resonanz bei

(2)

je nach Dämpfung 1jJ den Maximalwert erreicht; im überkriti­schen Bereich wird die Oberhöhung durch das Gegeneinan-

b 1i?>

1 - 40

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Bi I d 4. Schalldämmkurve eines Feder-Masse-Systems mit Werk­stoffdämpfung 1jJ

MTZ Motortechnische Zeitschrift 36 (1975) 4

derwirken von Erregung und Trägheitswirkung kleiner, bis sie bei

(3)

wieder 1 beträgt. Darüber hinaus (überkritischer Bereich) ver­ringern sich die Ausschläge weiter; man erhält eine Isolier­wirkung (siehe Kurve "Isolierwirkungsgrad" in Bild 3).

Wendet man dieses Modell auf das Geräuschverhalten an, so ergibt sich unmittelbar daraus über eine einfache logarith­mische Umrechnung die Schalldämmkurve nach Bi I d 4.

Bei Motoren mit ausgeprägter Massenkrafterregung ist auch die n2-proportionale Erregung interessant. Die zugehörigen Resonanzkurven sind in B i I d 5 dargestellt. Abweichend von Bild 3 beginnen sie hier im Nullpunkt; im überkritischen Be­reich laufen sie asymptotisch gegen den Grenzwert 1, der al­lein durch das Gleichgewicht zwischen erregender Unwucht r.m und schwingender Masse M bestimmt wird.

Erfolgt die Erregung durch ein entsprechendes Moment, so gelten die Bilder 3 bis 5 gleichermaßen, nur sind die transla­torischen Ausschläge durch Drehwinkel und die Massen durch Massenträgheitsmomente zu ersetzen.

Typisch für den Motor sind Erregungen, die mit der i-fachen Drehzahl verlaufen . Auch hierfür gelten die vorgenannten Er­gebnisse, wenn man die kritische Drehzahl

(4)

als Kritische i. Ordnung definiert. Grundsätzlich erhält man ein befriedigendes Verhalten im Betrieb nur, wenn man ge­nügend weit unterkritisch oder überkritisch fährt. Die Ver­wendung einer höheren Dämpfung bringt nur einen Vorteil im Resonanzbereich, wobei dann allerdings auch entspre­chend hohe und dauerfest zu ertragende Dämpfungsarbeiten anfallen. Im überkritischen Bereich ist die Dämpfung nachtei­lig. Eine Resonanzüberhöhung im normalen Drehzahlbereich, die für sich allein genommen mechanisch oder akustisch durchaus tragbar wäre, wird subjektiv als recht störend emp­funden . Liegt die Resonanz gerade noch im Betriebsbereich, so kann durch Anderung der Eigenfrequenz

(5)

- Anderung der Federsteifigkeit c oder der Masse M - oder Verwendung eines auf die Resonanz abgestimmten Zusatz­schwingers mit Dämpfung in gewissen Fällen eine Abhilfe ge-

4,5

" 1° 4,0 0.3

\ \

Mr:·''''··M 3,5

3,0

f\\ 1

~ ~

11 " ~ }J

P / aoo""'·v /

~ V 45 1,0 3,0

B i I d 5. Resonanzkurve eines Schwingers mit Werkstoffdämp­fung 1iJ unter Massenkrafterregung (Massenmomenterregung)

103

funden werden . Grundsätzlich gilt diese vere infachte Darstel­lung für alle prakti sch am Motor auftretenden Schwingungs­arten.

3. Erregerkröfte und Momente des Motors

Die periodisch schwankenden Drehmomente, die freien Mas­sen kräfte und Massenmomente, auch Kippmomente genannt, sowie die inneren Massenwirkungen können den Moto r al s Einheit, aber auch in einzelnen Teilen zu Schwingungen anre­gen . Natürlich erzeugen auch der Verbrennungsvorgang, der Ventiltrieb und die Einspritzanlage hochfrequente Erregun­gen, die sich besonders im akustischen Bereich abspielen . Sie sind jedoch nicht primär von der Bauart oder der Zylinder­zahl abhängig , so daß sie hier unberücksichtigt bleiben kön­nen .

3.1 . Die per iod i s c h s c h w a n k end enD reh m 0 -

me n t e

Das von einem Einzylindermotor abgegebene Drehmoment, in Bi I d 6 oben durch die am Kurbelradius wirkende Dreh­kraft dargestellt, ist sehr ungleichförmig . Man zerlegt diesen Drehkraftverlauf in seine harmonischen Anteile

mit k ~ 1,2 .. (6)

(Bild 6 unten) unter Berücksichtigung der Phasenwinkel.

Bezieht man das über zwei Umdrehungen dauernde Arbeits­spiel des Viertaktmotors auf eine Umdrehung, so ergeben sich die Ordnungszahlen

. k 1= "2 (7)

Zu erwähnen ist noch, daß auch die oszillierenden Massen­kräfte harmonische Drehkraftanteile entsprechender Art lie­fern, wobei allerdings nur ganzzahlige Ordnungen auftreten , die zu berücksichtigen sind.

Bei der Mehrzylindermaschine mit z Zylindern erhält man die resultierende Drehkraft durch die mehrfache phasenrichtige Uberlagerung des Drehkraftverlaufs, wie er in Bild 6 oben dargestellt ist. Man kann dies jedoch in einfacher Weise durch vektorielle Addition der harmonischen Anteile der ver­schiedenen Zylinder unter Berücksichtigung der Zündabstän­de f{Jz tun . Der resultierende Drehkraftverlauf ergibt sich zu

± ± c, . cos [i . (wt + cp,)] i- , Z. '

K-z ~ ~ .iK-3~:-+--r--t-""""'-~-~_+--.'-~~HS ~ ~ ~ ~ K- 4 i-2 ~

j K-s i-45 }

1i' K- G .",

~ K-7 ~~~~~~~~~~~~~~~~~ ~ ~B~~~~~~~~~~~~~~~~ t~(ji;:::~"="~V=""=P~"""';;;T'''''=4''=::7''''''=T=''ii _S ~ff ~u K- 1Z i - 6'

(8)

B i I d 6. Gasdrehkraft eines Vi ertakt-Einzylinder-Motors und ihre ersten 12 Harmonischen

104

Diese Uberlagerung kann man sehr einfach an einem aus dem Kröpfungsstern abzuleitenden Vektorstern machen. Der Kröpfungsstern selbst entspricht dem Vektorstern 1. Ordnung. Der Vektorstern i. Ordnung entsteht daraus, daß man - be­zogen auf den l. Hub - die Winkel der anderen Hübe mit dem Faktor i verändert. Dabei stellt man fest, daß Reihenmo­toren mit gleichmäßiger Zündfolge in den Drehmomentantei­len nur in den Ordnungen

i - ~ k (k = 1.2 ... ) (9)

nicht ausgeglichen sind .

Dieses Wechseldrehmoment tritt nun einerseits in der Kurbel­welle auf, andererseits als Reaktionsmoment im Kurbelgehäu­se.

3.2. Die f r eie n M ass e n k räf t e und M ass e n -momente

Die oszillierenden Massenkräfte ergeben sich aus der un­gleichförmigen Beschleunigung der im Kolbenbolzen ver­einigten Masse des Kolbens und der oberen Stangenteile als Folge des Kurbeltriebs mit endlicher Stangenlänge. Die in Richtung der Zylinderachse oszillierenden Massenkräfte (zer­legt in harmonische Anteile) folgen der Funktion

Po, = A; . mo . r . w' . cos (i . wt) = Po, . CQS (i . wt) (10)

wobei neben der 1. Ordnung nur noch die höheren gerad­zahligen Ordnungen auftreten . Nun kann man auch dieses Verhalten nach [3] recht anschaulich ersetzen durch zwei entgegengesetzt mit ± i · w rotierende Vektoren der Amplitu­de 0,5 Po;. Die Resultierende der beiden Vektoren beschreibt exakt den entsprechenden Anteil der oszillierenden Massen­kraft in Zylinderrichtung. Zugleich erfaßt der mit + rotieren­de Vektor nach einer entsprechenden Amplitudenkorrektur auf

(11 )

die rotierenden Massenkräfte. So wird klar, daß der häufig angewandte Normalausgleich durch Gegengewichte eben dieser Wirkung entspricht.

(12)

Für Mehrzylindermotoren ist diese Betrachtungsweise beson­ders nützlich . Man ersetzt Kurbelwelle und Kurbelstern durch Ersatzwellen und Ersatzkurbelsterne i. Ordnung, wobei die Phasenlage sich ähnlich wie bei der Drehmomentenbetrach­tung durch Ver-i-fachung der Kröpfungswinkel ergibt, wäh­rend die Längsanordnung erhalten bleibt. Die negativen Er-

HO -w ..--.. ,.----. (b) 1 1

~45 5* 4 4*5

2 3 3 2

2 3 +2", ~

(d) 1 1 1 23 3* 22*3 ~5 44 5

4 5

B i I d 7. Freie Massenwirkungen l. und 2. Ordnung der 5-Zylin­der-Kurbelwelle des Mercedes-Benz-Motors OM 617. Erläuterung zu (a) . .. (e) im Text

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satzsterne braucht man nicht näher zu betrachten, da sie grundsätzlich durch Spiegelung zur Vertikalen aus dem ent­sprechend positiv drehenden Ersatzstern hervorgehen .

Bi I d 7 zeigt das Vorgehen am Beispiel des Mercedes-Benz-5-Zylinder-Motors OM 617 mit der für den 240 D 3.0 gewähl­ten Kurbelwellenform (a). Aus dem zentrischsymmetrischen Ersatzstern 1. und 2. Ordnung (b und d) erkennt man, daß keine freien Massenkräfte vorhanden sind . Die entsprechen­den Ersatzwellen sind jedoch nicht momentenfrei, wie die Momentenvektoren (c und e) zeigen.

Es ergeben sich je Ersatzwelle die freien Kippmomente mit den Maximalwerten

0,449 . + . P01 . L (13)

4,98 . + . Pa, . L (14)

Der positiv umlaufende Anteil 1. Ordnung ist zusammen mit den rotierenden Anteilen durch Gegengewichte an der Kur­belwelle auszugleichen. Es verbleibt dann nur das negativ umlaufende Kippmoment der vorgenannten Amplitude, das den Motor insgesamt zu Schwingungen um die Hoch- und Querachse erregt. Für die 2. Ordnung ergibt sich durch die Uberlagerung der ± 2 · w-Vektoren ein in der vertikalen Ebene auftretendes Kippmoment mit der Amplitude

4,98· Po,· L (15)

das den Motor zu Schwingungen um die Querachse anregt.

3.3. Die i n n e ren M ass e n wir k u n gen

Nun können zwar die Massenwirkungen nach außen sowohl kräfte- als auch momenten mäßig vollständig ausgeglichen sein. Da die Massenkräfte jedoch an verschiedenen Stellen entlang der Kurbelwelle auftreten, entstehen innere Momen­te, die die Kurbelwelle und über die Lager hinweg das Kur­belgehäuse verformen . Von Bedeutung sind hier allerdings nur die rotierenden Massenkräfte sowie die oszillierenden Massenkräfte niederer Ordnung.

In der Tat läuft z . B. eine 6-Zylinder-Kurbelwelle unter den in­neren Momenten 1. Ordnung fischbauchartig durchgebogen um, und auch das Kurbelgehäuse erfährt eine entsprechende Umlaufbiegung geringerer Amplitude. Dominieren aber wie gerade beim 4- oder 5-Zylinder-Motor die Massenwirkungen 2. Ordnung, so erregen diese den Triebwerksblock zu einer Biegeschwingung 2. Ordnung.

4. Schwingungsarten

4.1. Tor si 0 n s s c h w i n gun gen

Das periodisch schwankende Drehmoment erregt die Kurbel­welle sowie den daran angeschlossenen Abtriebsstrang zu Torsionsschwingungen. Dabei sollten Resonanzen der Haupt­erregerordnungen möglichst vermieden werden, weil diese außerordentlich große Schwingungsausschläge und Verdreh­beanspruchungen der Kurbelwelle bis hin zu Brüchen sowie Geräusche im Steuerungstrieb oder Getriebe zur Folge ha­ben können . Man ist also bestrebt, die kritischen Drehzahlen nach GI. (4) der drehschwingungsmäßig ungünstigsten Erre­gerordnungen i außerhalb des Betriebsdrehzahlbereiches zu legen. Dies ist beim 4-Zylinder-Motor mit kurzer, verdrehstei­fer Welle und entsprechend ho her Eigenfrequenz meistens der Fall. Bei der 5- und 6-Zylinder-Maschine mit den länge­ren Wellen liegen die Eigenfrequenzen tiefer. Andererseits sind die Haupterregermomente von höherer Ordnung (beim 5-Zylinder-Motor 2,5. Ordnung, beim 6-Zylinder-Motor 3. Ord­nung), d. h. die entsprechenden kritischen Drehzahlen liegen wesentlich tiefer als beim 4-Zylinder-Motor und es gelingt nicht mehr, sie durch konstruktive Maßnahmen über die höchste Betriebsdrehzahl zu legen. D. h. beim 5- und beim 6-

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~HS m HDS

B i I d 8. Schütlelschwingungsformen eines elastisch gelagerten Motors WS Längsdrehschwingung HDS Hochdrehschwingung QDS Querdrehschwingung HS Hochschwingung

Zylinder-Motor sind Drehschwingungsdämpfer erforderlich, die heute mit tragbarem Aufwand wirksam und dauerhaltbar ausgeführt werden können .

4.2. S c h ü t tel s c h w i n gun gen

Fahrzeugmotoren werden heute allgemein elastisch gelagert, um das Fahrzeug weitgehend von den im Motor auftretenden Erregungen zu isolieren . Dazu muß das Schwingungssystem entsprechend ß.ild 3 ... 5 überkritisch gefahren werden, d. h. die vom Motor erregten kritischen Drehzahlen nach GI. (4) müssen unterhalb der Leerlaufdrehzahl nL liegen

(16)

Dabei kann der elastisch gelagerte Motor in bis zu 6 Frei­heitsgraden angeregt werden, B i I d 8 .

Das freie Drehmoment erregt Längsdrehschwingungen (LDS), wobei in Abhängigkeit vom Abstand zwischen Massen­schwerpunkt und Federschwerpunkt 2 Eigenschwingungsarten (LDSI und LDSII) auftreten . Freie Massenkräfte wirken vorwie­gend in der Vertikalen und erregen eine Hochschwingung (HS). Je nach Gegengewichtsausgleich können Massenkräfte 1. Ordnung, je nach Motorbauart können auch Massenkräfte höherer Ordnung in der Horizontalen oder gar umlaufend wirken . Dann werden auch dadurch LDSI und LDSII erregt. Auch Kippmomente können allein in der vertikalen oder hori­zontalen Motorebene, wenn sie umlaufen aber auch in bei­den Ebenen auftreten, wodurch dann eine Hochdrehschwin­gung (HDS) oder zwei Querdrehschwingungen (QDSI und QDSII) erregt werden. Wichtig ist in allen Fällen, daß die kri­tischen Drehzahlen unterhalb der Leerlaufdrehzahl liegen. Schwierig ist hierbei besonders die 1. Ordnung, da ja die Motorlagerung auf eine sehr tiefe Eigenfrequenz abzustim­men ist, d. h. der Motor muß eine sehr weiche Lagerung ha­ben .

Beim Mercedes-Benz-5-Zylinder-Motor OM 617 mit Normal­ausgleich werden folgende Schwingungsformen erregt: Längsdrehschwingungen (LDSI und LDSII) durch das freie Drehmoment (2,5. 5. usw. Ordnung), Querdrehschwingungen (QDSI und QDSII), sowie Hochdrehschwingungen (HDS) durch das umlaufende Kippmoment 1. Ordnung und Quer­drehschwingungen (QDSI und QDSII) durch das in der verti­kalen Motorlängsebene wirkende Kippmoment 2. Ordnung.

Um die Differenzausschläge in den Motorlagern beim Anfah­ren und Abstellen nicht zu groß werden zu lassen, wurden beim Personenwagen 240 D 3.0 parallel zu den beiden vorde­ren Motorlagern zwei Stoßdämpfer angebra'cht.

105

Ausschlag Aussch lag Getriebe-Ende r---------"

Drehzahl

-- ohne Verstärkung --- mit Verstärkung

B i I d 9. Bi egeschwingungsform und Resonanzkurve 2. Ordnung des 5-Zylinder-Motor-Getriebe-Blockes.

Was die Schwingungserregung durch Kippmomente anbe­langt, so ergibt sich an Hand von Bild 5 mit der Dämpfung 'p = 0,5 und der Abstimmung

%-- : 1,2 Kr1 .0.

(17)

für die 1. Ordnung:

MKldvn - 0,449 . -;- . mo ' r . wO . L· 2,15 : 0,48 . m o ' r . wO . L (18)

und für die 2. Ordnung:

M - 4 98 . ~ . m . r . WO • L . Q : ° 54 . mo • r . WO • L K2dyn I • 0 3,4 I (19)

(). : 0,31)

Die Auswirkungen der beiden so ungleich großen Erregeram­plituden sind also praktisch gleich. Berücksichtigt mon noch, daß der Unwuchtzustand trotz Auswuchtung des kompletten Motors die Erregung 1. Ordnung noch vergrößern kann, so wird das vorgenannte Verhältnis eher noch günstiger für die 2. Ordnung .

Dr.-Ing. Manfred Röhrle, Nellingen

4.3. B i e g e s c h w i n gun gen des M 0 tor - G e tri e ' beblocks

Biegeschwingungsresonanzen treten weniger an der Kurbel­welle selbst auf, da diese wegen ihrer mehrfachen, in den Lagern springenden Abstützung laufend verstimmt wird, als am Motor-Getriebeblock, und zwar unter den inneren Mo­menten oder den freien Massenwirkungen.

Bi I d 9 zeigt im Prinzip die Resonanzkurve und die Schwin­gungsform 2. Ordnung des Motor-Getriebe-Blocks des 5-Zy­linder-Motors. Man erkennt an der Schwingungsform die kri ­tischen Stellen an den Verbindungen Motor-Kupplungsgehäu­se sowie Kupplungsgehäuse-Getriebe. Durch Versteifung im Bereich dieser Verbindungen gelang es, beim serienmäßigen 5-Zylinder-Motor die Blockeigenfrequenz so weit zu erhöhen, daß man auch bei höchster Drehzahl noch unterkrit isch fährt.

5. Zusammenfassung

Zur Beurteilung der Laufruhe eines Motors genügt nicht allein die genaue Ermittlung der schwingungserregenden Kräfte und Momente. Eine eingehende Kenntni s der hier sehr verein­facht dargestellten Grundlagen des Schw ingungsve rhaltens von Motor und Fahrzeug ist erforderlich. Dazu kommt heute in viel stärkerem Maß als zu Zeiten Föppls und Schröns der Einsatz von Gummi als elastisches, dämpfendes und isolieren­des Element. So ist es möglich gew esen, mit dem Merce­des-Benz-Personenwagen 240 0 3.0 mit 5-Zylinder-Dieselmotor ein Fahrzeug zu schaffen, dessen Laufruhe allgemeine Aner­kennung findet.

Schrifttum [1] Föppl , 0 .: Grundzüge der technischen Schwingungs lehre,

Springer-Verlag , 1931 [2] Schrön, H.: Zur Analyse und Synthese der Kurbel we llen mit

den kleinsten Massenmomenten. MTZ·Beiheft Nr. 2, 1950 [3] Lang, 0 .: Triebwerke schnellaufender Verbrennungsmotoren .

Konstruktionsbuch 22, Springer-Verlag, 1965 [4] Biezeno, C. B. und Grammel, R. : Techn ische Dynamik. Sprin­

ger-Verlag, 1939

DK 621.436-242.2: 620.171

Zur Bauteilfestigkeit von Kolben für hochbelastete Dieselmotoren

Tragfähigkeit im Berei ch der Bolzennaben ; Einflußfaktoren und konstruktive Maßnahmen zur Vermeidung von Nabenanrissen bei hoch belasteten Dieselmotorenkolben ; Untersuchungen aus dem Forschungs- und Entwicklungszentrum der MAHLE GmbH, Stutt­gart-Bad Cannstatt.

Design Strength of Pistons for High Performance Diesel Engines

Abstract

On Diesel engines with high specific loadings the elastic defor­mations of the piston and the piston pin may bring about local stress concentrations in the pin boss area leading eventually to cleavage cracks. Resistance to damage by overstressing that area can be improved by employing more oppropriate materials and design details . Apart from optimizing the dimensions of the piston pin lining the pin holes with bushings of forged aluminium alloys has proven ve ry advantageous. The poss ibility of reducing the danger of cracking in the pin boss area is described by two examples.

Während motorenseitig höhere Aufladung, Ladeluftkühlung, geringere Reibleistung sowie niedrigerer Kraftstoff- und 01-verbrauch im Vordergrund der heutigen Entwicklung stehen, resultieren daraus kolbenseitig die Forderungen nach Be­grenzung der Ringnutentemperatur, der Muldenrandriß­gefahr und die Vermeidung von Oberbeanspruchungen der Bolzenabstützung und die damit verbundene Entstehung von Nabenanrissen im bodenseitigen Teil der Nabenbohrung. Der Ausgangsort derartiger Dauerbrüche liegt dabei stets einige Millimeter von der Nabeninnenkante entfernt im Be­reich des Nabenscheitels, B i I d 1.

106

Die Ursache ist im Zusammenwirken des Kolbenbolzens aus Stahl und der Bolzennabe aus Aluminium begründet. Die ge­gebene geometrische Gestaltung der Kontaktflächen zwi­schen Bolzen und Bolzenloch, vor allem aber die elasti sche Verformung des Kolbenbolzens (Biegung, Abplattung) und des Kolbens führen bei entsprechend hohen äußeren Kräften (Gaskraft, Massenkraft) zu örtlichen Spannungskonzentra­tionen, die dann zu den erwähnten Nabenanrissen führen können [1,2]. Die rechnerische mittlere Flächenpressung hat dabei nur einen bedingten Aussagewert.

Bi I d 1. Nabenanrisse im bodenseitigen Teil der Nabenbohrung eines Kolbens aus einem hochbelasteten Dieselmotor Pin boss cracks at the apex of the pin hole on a piston operated in a high - performance Diesel engine

MTZ Motortechnische Zeitschrift 36 (1975) 4