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ENTWICKLUNG Kurbeltrieb

386 MTZ 5/2003 Jahrgang 64

Die Entwicklung vonMassenausgleichs-einrichtungen für Pkw-MotorenFür viele Hersteller war oder ist die Integration von Massen-ausgleichswellen ein Schwerpunkt der Akustik- und Mechanik-entwicklung. Die IAV GmbH war an verschiedenen Projektenbeteiligt und hat eigene Untersuchungen durchgeführt. Ausgewählte Aspekte und Erfahrungen der Auslegung/Konstruktion, Berechnung/Simulation, Mechanik und Akustik sollen in diesem Beitrag dargelegt werden, ohne auf diebekannten theoretischen Grundlagen [1, 2] einzugehen.

1 Einleitung

Für den Antrieb von Pkw ist die Hubkolben-

Verbrennungskraftmaschine aufgrund vie-

ler Vorteile gegenüber anderen Bauformen

und alternativen Antrieben nach wie vor

dominierend. Aus Sicht des Fahrzeugkun-

den stehen dem nur wenige Nachteile

gegenüber. Einer davon ist die Erzeugung

von mechanischen Schwingungen, die

abhängig von Zylinderzahl und Bauform zu

äußeren Kräften und Momenten am Motor

führen und letztlich zu Schwingungen und

Geräuschen im Fahrzeug.

Die Hauptentwicklungsrichtungen der

letzten Jahre, Abgasemissions- und Ver-

brauchssenkung, Leichtbau, Drehmoment-

und Leistungssteigerung, haben zu ausge-

reiften Motoren geführt. Andere Eigen-

schaften der Motoren, wie Akustik, Schwin-

gungsarmut, „Sound“ und Wartungsfreiheit

finden heute stärkere Beachtung.

2 Notwendigkeit und Möglichkeiten des Massenausgleichs

Die Beschleunigungskräfte der oszillieren-

den Massen eines Einzelkurbeltriebes, Gl.

(1) nach [1], führen bei einigen Motorbau-

formen zu freien Massenkräften und -

momenten, die durch Ausgleichswellen

(AGW) kompensierbar sind. R6-, B6-, V8-

90°- und V12-Motoren sind dagegen bei

entsprechenden Kröpfungsfolgen der Kur-

belwelle vollständig ausgeglichen.

2.1 MassenausgleichDie freien Kräfte und Momente aus den

rotierenden Massen des Kurbeltriebs las-

sen sich durch Gegenmassen auf der Kur-

belwelle ausgleichen.

Die aus den oszillierenden Massen des

Kurbeltriebs und gegebenenfalls des Ven-

tiltriebs entstehenden freien Kräfte und

Momente erster und zweiter Ordnung wer-

den durch zusätzliche Wellen mit

Unwuchtmassen ausgeglichen. Höhere

Ordnungen sind uninteressant, da sie

betragsmäßig sehr klein sind. Der Koeffizi-

ent der vierten Ordnung, Gl. (2) beträgt

selbst bei einem ungünstigen Pleuelstan-

genverhältnis von 0,33 nur 1 % der ersten

und 3 % der zweiten Ordnung, Gl. (3).

Für die nicht vollständig ausgegliche-

nen Bauformen treten bei gleichmäßigen

Zündabständen die in Tabelle 1 aufgeführ-

ten freien Kräfte und Momente auf. Sie

lassen sich mit IAV-eigenen Ausle-

gungstools, Bild 1, grün hinterlegt, für

nahezu beliebige Zylinderzahlen und

-anordnungen sowie Zünd- und Kröp-

fungsfolgen errechnen. Die Komponenten

mit positivem Vorzeichen sind durch Wel-

len mit Motordrehrichtung auszugleichen,

die mit negativem Vorzeichen durch Wel-

len mit entgegengesetzter Drehrichtung.

Das Gleichheitszeichen steht für den

maximalen Absolutwert, wenn keinerlei

Ausgleich erfolgt. Erste Ordnungen in

Motordrehrichtung werden durch Un-

wuchten auf der Kurbelwelle ausgegli-

chen. Für alle anderen Komponenten sind

separate AGW erforderlich.

Die Beträge freier Massenwirkungen

hängen neben der Bauform von den oszil-

lierenden Massen, der Drehzahl, dem

Pleuelstangenverhältnis und dem Zylin-

derabstand ab, Gl. (1) und Tabelle 1, so dass

auch das Motorkonzept (Arbeitsverfahren,

Nenndrehzahl) und die Hauptabmessun-

gen (Hub, Bohrung, Pleuellänge, Zylinder-

abstand) die Größe der freien Kräfte und

Momente beeinflussen.

Ein kleiner, aufgeladener R4-Ottomotor

hat in kurzhubiger Ausführung nur 50 %

der freien Massenkräfte eines leistungs-

gleichen Saugmotors der gleichen Baurei-

he (Blockhöhe konstant), weil Drehzahlni-

veau, Kurbelradius und Pleuelstangenver-

hältnis reduziert werden können, Bild 2.

Bild 3 zeigt einen Vergleich von Haupt-

abmessungen eines R3-Ottomotors kons-

tanter Blockhöhe. Bei angepasstem Zylin-

derabstand (Zwickel gleich) ist bei kurzhu-

biger Ausführung die I. Ordnung 9 %

größer (oszillierende Masse) und die II.

Ordnung 13 % kleiner (Pleuelstangenver-

hältnis) als bei der langhubigen Variante

(1). Bei einem Einheitsblock (Zylinderab-

stand gleich) sind Kurzhuber und Lang-

huber Variante (2) in der I. Ordnung gleich,

während der Kurzhuber in der II. Ordnung

20 % kleinere Massenmomente aufweist.

Wird die I. Ordnung mit einer AGW elimi-

niert, ergibt der Kurzhuber die kleinsten

unausgeglichenen Massenwirkungen.

2.2 Massenausgleichs-einrichtungen üblicher MotorbauformenBei gleichzeitigem Vorhandensein freier

Massenwirkungen erster und zweiter Ord-

nung wird meist nur die erste Ordnung

ausgeglichen. Dafür gibt es drei Gründe:

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Die Autoren

Dr.-Ing. Olaf Arnold ist TeamleiterKonstruktion Kurbel-/Steuer-/Ventiltrieb imFachbereich Grund-motor des Geschäfts-feldes Motor/Antriebder IAV GmbH.

Dipl.-Ing. HeikoNeukirchner ist Fach-bereichsleiter Grund-motor des Geschäfts-feldes Motor/Antriebder IAV GmbH.

Dipl.-Ing. AndreasDittmar ist TeamleiterAkustik/Schwingun-gen im FachbereichGrundmotor der IAVGmbH.

Dipl.-Ing. AndreasKiesel ist TeamleiterStrukturmechanik-berechnung im Fach-bereich Grundmotorder IAV GmbH.

Formelzeichen undAbkürzungen

A2 Koeffizient II. Ordnungder Reihenentwicklungdes ungeschränktenKurbeltriebs

A4 Koeffizient IV. Ordnungder Reihenentwicklungdes ungeschränktenKurbeltriebes

a Zylinderabstand (bei V-Motoren innerhalbeiner Bank)

BP BedplateFo1 oszillierende Massen-

kraft eines Einzelkurbel-triebs

mo oszillierende Masseeines Einzelkurbeltriebs

r Kurbelradiusv BankversatzZKG Zylinder-Kurbelgehäuseϕ Kurbelwinkelλ Pleuelstangenverhältnisµ Schränkungsverhältnisω Winkelgeschwindigkeit

der Kurbelwelle

Gl. (1)

Gl. (2)

Gl. (3)

■ Package- und Kostengründe gestatten

häufig nicht die Umsetzung beider Aus-

gleiche, der vollständige Ausgleich II. Ord-

nung benötigt 2 Wellen

■ Die zweiten Ordnungen sind bei üb-

lichen Pleuelstangenverhältnissen im

Bereich zwischen 0,25 und 0,33 häufig

betragsmäßig kleiner als die ersten Ord-

nungen

■ Die mit doppelter Kurbelwellendrehzahl

rotierenden AGW der zweiten Ordnung

sind mechanisch und akustisch schwieri-

ger zu beherrschen und erfordern deshalb

einen höheren Entwicklungsaufwand

Dreizylinder-Reihenmotoren (R3) wer-

den in kleinen, preiswerten Fahrzeugen

eingesetzt, die nicht höchsten Komfortan-

sprüche unterliegen. Die Zylinderhubvolu-

men und Zylinderabstände sind relativ

klein, was die Beträge der freien Massen-

momente klein hält. Trotzdem werden



2.1 Massenausgleich

Tabelle 1: FreieMassenwirkungenhäufiger Motorbau-formenTable 1: Free masseffects of standardengine types

auch sie teilweise mit einer AGW I. Ord-

nung ausgestattet.

Vierzylinder-Reihenmotoren (R4) sind

Pkw-Massenmotoren. Ihre Hubvolumen

liegen im Bereich zwischen 1,0 l und 2,4l ,

was ab 1,8 l den Einsatz in Mittelklasse-

Pkw mit entsprechenden Komfortanforde-

rungen rechtfertigt. Mittlerweile bieten

fast alle großen Automobilbauer R4-Otto-

und Dieselmotoren mit Massenausgleich

an, [7-11]. Zusätzlich ergibt sich hier die

Möglichkeit, einen Teil der last- und dreh-

zahlabhängigen Kippmomente zweiter

Ordnung um die Motorlängsachse auszu-

gleichen. Dazu sind die beiden AGW

höhenversetzt anzuordnen. Die Wahl des

Höhenversatzes ist vom Verhältnis der

Gas- und Massenkräfte abhängig und

wird deshalb stark vom Arbeitsverfahren

(Sauger/Aufladung, Otto-/Dieselverfah-

ren) und der Drehzahl beeinflusst.

Fünfzylinder-Reihenmotoren (R5) er-

weitern das Hubraumpotenzial der R4-

Motoren. Abhängig von der Kröpfungsfol-

ge entstehen entweder leichte Kurbelwel-

len (kleine Gegengewichte) und ein

großes freies Massenmoment II. Ordnung

oder schwere Kurbelwellen und ein

großes freies Massenmoment I. Ordnung.

Um bei vertretbarem Aufwand und Ent-

wicklungsrisiko möglichst geringe freie

Massenwirkungen zu bekommen, wäre

die Kröpfungsfolge A, Tabelle 1, und der

Ausgleich der I. Ordnung zu bevorzugen.

In diesem Falle verbleibt ein freies

Moment II. Ordnung, welches für ein

Pleuelstangenverhältnis von 0,33 nur ein

Drittel des verbleibenden freien Massen-

momentes I. Ordnung für die Kröpfungs-

folge B, Tabelle 1 bei Ausgleich der II. Ord-

nung beträgt. Die Entscheidung wird

jedoch auch von der Kurbelwellenfestig-

keit, dem Masseziel, dem Package und

dem Motorgesamtkonzept beeinflusst.

Sechszylinder-V-Motoren (V6) haben

gegenüber einem R6 den Vorteil der Kom-

paktheit und den Nachteil der unausgegli-

chenen Massenmomente. Sie sind weit

verbreitet und werden aufgrund ihres Ein-

satzes ab der Fahrzeug-Mittelklasse häufig

mit einer AGW I. Ordnung ausgestattet.

Zehnzylinder-V-Motoren motorisieren

Oberklassefahrzeuge und haben entspre-

chend hohe Komfortansprüche zu erfül-

len. Der Einsatz einer AGW I. Ordnung ist

die Konsequenz. Eine Ausnahme bilden

Sportmotoren.

VR-Motoren zeichnen sich durch außer-

ordentliche Kompaktheit aus und gestat-

ten zum Beispiel die Darstellung von sechs

Zylindern und über 3 l Hubraum als Quer-

einbau in der Kompaktklasse. Der Zylin-

derwinkel und die Schränkung des Kurbel-

triebs ergeben freie Massenwirkungen,


2.1 Massenausgleich

Bild 1: IAV-Konzepttools für die Motormechanikauslegung zum MassenausgleichFigure 1: IAV concept tool for designing mechanical engine components for mass balancing

Bild 2: Vergleich freier Massenkräfte II. Ordnung leistungsgleicher R4-OttomotorenFigure 2: Comparison of free second-order mass forces of L4 gasoline engines with equal output

deren Ausgleich wie bei echten Reihen-

oder V-Motor sinnvoll wäre. Doppel-VR

(„WR“) -Motoren übertreffen die VR-Moto-

ren hinsichtlich Kompaktheit noch. Sie

gestatten die Darstellung großer Zylinder-

zahlen in der Mittelklasse. Beim WR8 von

VW werden die freien Massenkräfte II.

Ordnung durch seitlich zur KW versetzt

übereinander angeordnete AGW ausgegli-

chen [4], wodurch jedoch ein Kippmoment

um die Motorlängsachse erzeugt wird.

In Tabelle 2 sind ausgewählte Serien-

anwendungen aufgeführt.

2.3 Vor- und Nachteile eineszusätzlichen MassenausgleichsEigentliches Ziel und Vorteil von Massen-

ausgleichseinrichtungen sind die Schwin-

gungsreduzierung und Geräuschsenkung

im Fahrgastraum. Da die diesbezüglich

erzielbare Wirkung stark vom Übertra-

gungsweg zwischen Motor und Fahrgast-

zelle abhängen, lassen sich Sinnfälligkeit

und Nutzen nur anhand von Gesamtfahr-

zeuguntersuchungen beurteilen.

Die Vorteile eines Massenausgleichs

sind naturgemäß mit Nachteilen verbun-

den. Tabelle 3 nennt primäre und sekun-

däre Aspekte. Während der Kostennach-

teil über den erhöhten Kundennutzen ega-

lisiert werden kann, stehen höhere Masse

und zusätzliche Verlustleistung den

Bemühungen um Verbrauchsreduzierung

und Emissionssenkung entgegen. Die

Nachteile lassen sich lediglich durch kom-

petente Auslegung und Entwicklung und

durch Integration von Antriebs- oder sons-

tigen Funktionen begrenzen, z. B. Antrieb

von Öl-, Wasser- oder Kraftstoff-Hoch-

druckpumpe.

3 Entwicklungsablauf und -schwerpunkte

Für die Konzeption und Grundauslegung

eines Massenausgleichs sind die in Bild 4

gezeigten Aktivitäten notwendig. Wichtig

sind in dieser Phase schnelle Auslegungs-

rechnungen zur Funktion und zu Eigen-

schaften der entworfenen Bauteile, um

frühzeitig fundierte Variantenbewertun-

gen hinsichtlich Funktionssicherheit, Fest-

igkeit, Bauraumbedarf und Masse durch-

führen zu können.

Dazu wird vom Konstrukteur verschie-

dene Auslegungs-Software eingesetzt.

Bild 1 zeigt eine Auswahl IAV-eigener

Tools, die speziell bei der Auslegung von

Massenausgleichseinrichtungen benötigt

werden. Neben der Kurbelwellengestal-

tung (blau) und der Ermittlung freier

Massenwirkungen (grün) kommen auch

Module (gelb) zur Bauteilauslegung zum

Einsatz.

In der Konstruktionsphase ist der Ein-

satz von Berechnung und Simulation

unverzichtbar, um bereits mit der ersten

Hardware-Baustufe funktionell hochwer-

tige und langlebige Bauteile erproben zu

können, Bild 5. Im Laufe der Erprobung

auftretende mechanische oder akustische

Fragen lassen sich durch Variantenrech-

nungen und Simulationen hinsichtlich

ihrer Ursachen analysieren. Wichtig ist

hierbei der Abgleich von Simulation und

Messung, auf dessen Basis Lösungsansät-

ze entwickelt und bewertet werden.

Massenausgleichswellen und ihr An-

trieb greifen in viele Systeme des Grund-

motors direkt ein oder beeinflussen diese,

woraus auch bei nachträglicher Applika-

tion an einem Serienmotor ein hoher

Erprobungsaufwand zur Absicherung der

Funktion und Produktqualität entsteht. In

der Regel sind folgende Systeme und

Parameter zu überprüfen oder anzupas-

sen, Bild 6:

■ Dynamik des Antriebs der AGW und

Rückwirkungen auf die Kurbelwelle

■ Druckölkreislauf und Öltemperaturen

■ Ölrückläufe und Maßnahmen gegen

Ölverschäumung

■ Motorentlüftung und Ölabscheidung

■ Gehäusestrukturen und -steifigkeiten,

Schraubfälle

■ Verlustleistung von Antrieb, Lagerung

und rotierenden Fliehkörpern

■ Motor- und Fahrzeugakustik.



Bild 3: Vergleich freier Massenmomente hubraumgleicher R3-OttomotorenFigure 3: Comparison of free mass moments of L3 gasoline engines with identical displacement

2.1 Massenausgleich

4 Ausgewählte Aspekte der Entwicklung

Im Folgenden sollen einzelne Aspekte der

Entwicklung von Massenausgleichsein-

richtungen diskutiert werden.

4.1 AuslegungDie Auslegung und Konstruktion eines

Massenausgleichs erfolgen von innen

nach außen, wobei in der Regel mehrere

Schleifen und Varianten entstehen:

■ Nach der Berechnung der freien Mas-

senwirkungen aus den Kurbeltriebsdaten

und Festlegung des zu realisierenden Aus-

gleichs erfolgt die

■ Auslegung der Ausgleichswelle(n).

Dazu werden konventionelle Festigkeits-

und Verformungsberechnungen durchge-


2.2 Massenausgleichseinrichtungen üblicher Motorbauformen

Bauform Aus Motor Ort der Antrieb Bemerkungen

-gleich Welle(n)

R3 Moment 1,2l Otto Bedplate Zahnrad Alu-BedplateI.Ordng. 1,2l Turbo-Diesel Ölwanne Kette Alu-Modul mit Ölpumpe

R4 Kraft 1,8l Otto Ölwanne Kette Alu-Modul mit Ölpumpe II.Ordng. hinter 1. AGW angehängt

2,0l Otto Ölwanne Kette/Zahnrad Alu-Modul mit Ölpumpe im Antrieb vor 1. AGW

2,0l Otto Ölwanne Kette/Zahnrad Alu-Modul mit Ölpumpe im Kettentrieb hinter AGW

2,0l Otto GG-ZKG Zahnriemen/ höhenversetztZahnrad 0,6 x Pleuellänge

2,2l Otto Alu-ZKG Kette im Wasserpumpen-Antrieb

2,3l Otto Ölwanne- Kette/Zahnrad Alu-Gehäuse, Ölpumpe im Oberteil Kettentrieb vor AGW

2,0l Turbo-Diesel Ölwanne Zahnrad Alu-Modul mit Ölpumpe imAntrieb vor 1. AGW

2,2l Turbo-Diesel Ölwanne Zahnrad zweiteiliges Modul

R5 Moment 2,4l Turbo-Diesel ZKG Kette/Zahnrad An die Ölpumpe hintenI.Ordng. angehängt

V6-90° Moment 3,0l Otto Ölwanne Kette/Zahnrad Alu-Modul mit Ölpumpe imI.Ordng. Antrieb vor AGW

2,8l / 3,2l Otto ZKG Steuerkette im V-Raum

2,5l Turbo-Diesel Ölwanne Kette Alu-Modul mit Ölpumpe imKettentrieb vor AGW

V8-75° Moment 4,0l Turbo-Diesel ZKG Steuerkette im V-Raum, Antrieb fürI.Ordng. Zentrifugal-Ölabscheider

V10-90° Moment 5,0l Turbo-Diesel Lager- Zahnrad Ölpumpe hinten angehängtI.Ordng. rahmen

W8 Kraft 4,0l Otto 1x ZKG / Zahnriemen/ seitlich rechts übereinanderII.Ordng. 1x BP Zahnrad

Tabelle 2: Serienmotoren mit Massenausgleich (Auswahl)Table 2: Production engines with mass balancing (selection)

Vorteile Nachteile

Primär ■ Reduzierte Aggregateschwingungen ■ Teile- und Montageaufwand / Kosten

■ Reduzierte Fahrzeugschwingungen ■ Verlustleistung

■ Verbesserte Akustik ■ Masse

Sekundär ■ Nutzbarkeit als Antriebswelle ■ Motorpackage

■ Zusatzgeräusche des Antriebes

■ Ölbelastung / Ölverschäumung

Tabelle 3: Vor- und Nachteile von MassenausgleichseinrichtungenTable 3: Advantages and disadvantages of mass-balancing systems

führt und die Werte für Lagerneigungen,

Schiefstellungen von Antriebsrädern und

Spannungen mit Erfahrungswerten ver-

glichen. Die Lagerabmessungen werden

auf Basis von Hydrodynamikrechnungen

festgelegt. Nach Unterbringung der Un-

wuchten auf den Wellen ist der erforder-

liche Bauraum definiert

■ Die möglichen Lagen der AGW, nach

innen durch die Pleuelgeige und den Kur-

belwellenfreigang und nach außen vom

Package begrenzt, führen zu einem

Antriebslayout als Basis für die Auslegung

der Zahnradstufen und/oder des Ketten-

triebs.

■ Die konventionelle Berechnung hoch-

belasteter Schraubfälle ist ebenfalls

Bestandteil der Auslegung.

■ Anschließend können die Gehäuse, die

Ölversorgung und Schottwände konzep-

tionell festgelegt werden.

Der Einsatz von Auslegungswerkzeu-

gen durch den Konstrukteur und Simula-

tionen helfen hier im Sinne einer virtuel-

len Produktentwicklung Hardwareschlei-

fen oder Erprobungsvarianten einzuspa-

ren.

4.2 AntriebsvariantenFür den Antrieb der Ausgleichswelle(n)

stehen wegen der notwendigen Winkelzu-

ordnung zwischen Kurbelwelle und AGW

prinzipiell Zahnradstufen, Ketten und




Bild 4: Konzept, Auslegung und KonstruktionFigure 4: Concept,engineering anddesign

Bild 5: Berechnungund SimulationFigure 5: Computationand simulation



Bild 6: Motor-mechanik- und AkustikentwicklungFigure 6: Develop-ment of mechanicalengine componentsand acoustics

Zahnriemen zur Auswahl. Die Vor- und

Nachteile sind in Tabelle 4 aufgeführt. Zur

Überwindung einzelner Nachteile werden

häufig gemischte Antriebe verwendet

(Ketten- oder Zahnriementrieb mit Zahn-

radstufe).

AGW-Antriebe werden durch die Wir-

kung der Drehungleichförmigkeit der Kur-

belwelle gegen die Massenträgheit der

Ausgleichswelle(n) dynamisch belastet.

Der statische Anteil aus der Reibung der

Lager und der AGW mit dem Umgebungs-

medium beeinflusst die Auslegung kaum.

Die Akustik von Stirnradstufen ist

meist sehr problematisch, weil ein

geräuscharmer Lauf optimale Eingriffsver-

hältnisse mit konstantem Verdrehflan-

kenspiel und paralleler Lage der Räder

über die gesamte Umdrehung erfordert.

Dem stehen jedoch unterschiedliche Wär-

medehnungen von Gehäuse- und Räder-

werkstoff (nicht bei GG-Gehäusen) sowie

Taumelbewegungen und dynamische

Achsabstandsänderungen aus den Durch-

biegungen der AGW entgegen. In der Pra-

xis führt dies zu hohen Genauigkeitsforde-

rungen an die Fertigung und häufig zu

aufwendigen Klassierungs-, Gruppie-

rungs- und Montagevorgängen. Bei kur-

zen Achsabständen ist der Antrieb negativ

umlaufender AGW sehr einfach realisier-

bar.

Kettentriebe erfordern eine gute dyna-

mische Abstimmung zur Begrenzung der

maximalen Kettenkräfte und akustischen

Wirkung. Hohe Kettengeschwindigkeiten

bei AGW II. Ordnung sind mit leichten Ket-

ten kleiner Teilung realisierbar. Taumelbe-

wegungen der Kettenräder können zu

Laschenverschleiß und unzureichender

Lebensdauer führen. Kettentriebe stellen

einen guten Kompromiss für den Antrieb

von AGW dar.

Zahnriementriebe haben Akustikvor-

teile, passen jedoch konzeptionell schlecht

zu aktuellen Motoren mit Kettensteuer-

trieb, weil eine weitere Abdeckung und

abzudichtende Wellendurchtritte hinzu-

kommen (Bauraum, Kosten) und die For-

derung nach Motorlebensdauer aller Bau-

teile nicht erfüllt wird.

4.3 Einsatz von BerechnungsverfahrenDie Entwicklung von Massenaus-

gleichseinrichtungen wird in verschiede-

nen Phasen unter Berücksichtigung von

Zeit- und Kostenaspekten durch folgende

Berechnungs- und Simulationsverfahren

unterstützt:

■ Hybride Geräuschpfadanalyse

■ Ölkreislaufberechnungen

■ Dynamiksimulation Antrieb: Torsions-

schwingungsanalysen, Kettentriebsanaly-

sen

■ Lineare und nichtlineare FE-Analysen

zum Festigkeits- und Verformungsverhal-

ten

■ Modalanalysen / Betriebsschwingungs-

analysen

■ Hydrodynamik (HD) und Elastohydro-

dynamik (EHD) -Analysen von Gleitlagern

Bei der hybriden Geräuschpfadanalyse

werden berechnete Kräfte in den Motorla-

gern mit messtechnisch erfassten NTFs

(Noise-Transfer-Function) des Fahrzeugs

überlagert, um ein synthetisches Innen-

geräusch zu erzeugen. Insbesondere für

niedere Motorordnungen, die durch AGW

kompensiert werden können, lassen sich

gute Ergebnisse aus Variantenvergleichen

erzielen. In erster Näherung können für

die Lagerkraftberechnung relativ einfache

MKS-Fahrzeugmodelle mit dem Gesamt-

aggregat als Starrkörper und den Motor-

lagern als frequenzabhängige Federele-

mente verwendet werden. Für genauere

Bewertungen sind Betriebsschwingungs-

analysen mittels elastischer Modelle erfor-

derlich. Ein ähnliches Vorgehen ist auch

für Schwingungsanalysen für ausgewähl-

te Komfortpunkte mittels VTFs (Vibration

Transfer Function) möglich.

Die Dynamiksimulation des Antriebs

erfolgt zum einen mit der Zielstellung,

akustische Probleme wie zum Beispiel

Verzahnungsrasseln zu identifizieren und

entsprechende Abhilfemaßnahmen zu

bewerten und zum anderen die Ausle-

gung von Einzelkomponenten, wie zum

Beispiel Kette und Kettenspanner berech-

nungsseitig zu unterstützen.

Ölkreislaufanalysen werden im Rah-

men vorgegebener Entwicklungsabläufe

meist nur dann durchgeführt, wenn

bereits ein entsprechendes Modell des

Motors vorhanden ist. Dieses kann dann

mit den zusätzlichen Verbrauchern

ergänzt werden, um die Auswirkungen

auf die Einzelkomponenten und den

Gesamthaushalt des Motors zu bewerten



4.2 Antriebsvarianten

Vorteile Nachteile

Kette ■ Lebensdauer ■ Akustik ■ große Achsabstände überbrückbar ■ Drehrichtungsumkehr erfordert Umlenkrad■ Kosten ■ Drehzahlbeschränkung aus max. zulässigen

Kettengeschwindigkeiten (bei Ausgleich 2.Ordnung)

■ Ölversorgung erforderlich (Spanner, ggf.Spritzdüsen)

■ Mindestachsabstand (Kettenführungsschienen)

Zahn- ■ Akustik ■ Lebensdauerriemen ■ große Achsabstände überbrückbar ■ Drehrichtungsumkehr erfordert zweiseitig

■ Kosten verzahnten Riemen und Umlenkrad■ Zusätzliche Abdichtungen für Wellendurchtritte

Zahnrad ■ Lebensdauer ■ Akustik■ Drehrichtungsumkehr ■ Beschränkungen im Achsabstand■ als Unwuchtträger nutzbar ■ Masse

■ Kosten

Tabelle 4: Vor- und Nachteile verschiedener Antriebsarten für AusgleichswellenTable 4: Advantages and disadvantages of various types of balance shaft drives

und entsprechende Maßnahmen für den

Ölhaushalt abzuleiten.

Die FE-Analysen zum Festigkeits- und

Verformungsverhalten sind ein fester

Bestandteil des Gesamtprozesses. Bereits

mit ersten Geometrieentwürfen und ein-

fachen linearen Festigkeits- und Modal-

analysen können Schwachstellen aufge-

zeigt werden.

Mit fortschreitender Entwicklung kom-

men aufwendigere, nichtlineare FE-

Modelle zur Analyse des Motorblocks mit

Ausgleichstrieb zum Einsatz. Die nichtli-

nearen Verfahren sind zur sinnvollen

Abbildung der Trennfugen von Schraub-

und Pressverbindungen notwendig. Die

Vernachlässigung von Reibungs- und

Gleitvorgängen in diesen Flächen führt

insbesondere bei Paarungen von Werk-

stoffen mit unterschiedlichen Wärmeaus-

dehnungskoeffizienten zu unzureichen-

der Ergebnisqualität. Neben den Material-

beanspruchungen, die mit Hilfe entspre-

chender Verfahren der Betriebsfestigkeit

bewertet werden, ist auch das Verfor-

mungsverhalten von entscheidender

Bedeutung für die Funktionssicherheit.

Häufig untersuchte Effekte sind dabei

Gleiten und Klaffen von Trennfugen, Dich-

tungsverpressungen, Lagergassenverfor-

mungen, Festsitz von Lagerschalen und

Relativbewegungen von Bauteilen. Die

Auslegung und Beurteilung der Gleitlager

ist bereits in der Konzeptphase wichtig.

Obwohl HD-Berechnungen aufgrund brei-

ter Erfahrungen gute Prognosen bezüglich

der Funktionssicherheit erlauben, sind

EHD-Analysen gerade bei AGW-Lagern

notwendig.

Hier beeinflussen Wellendurchbiegun-

gen und Lagergassenverformungen durch

thermische und mechanische Lasten die

Gleitlager erheblich. Je nach Entwick-

lungsstand besteht die Möglichkeit, ent-

sprechend angepasste Modellumfänge,

angefangen vom einfachen Balkenmodell,

bis hin zum detaillierten 3D-Volumenmo-

dell einzusetzen. Letztendlich erlauben

aber erst detaillierte 3D-Modelle die Opti-

mierung von Zapfenformen und Gehäuse-

steifigkeiten, die einen Betrieb der Lager in

Grenzbereichen zulassen.


Bild 7: Wirkung des Massenausgleichs II. Ordnung an einem R4-MotorFigure 7: Effect of second-order mass balancing on an L4 engine

4.5 Akustik und Schwingungen

Abschließend sei noch angemerkt, dass

sich auch Simulationsmethoden der Ferti-

gungstechnik (wie Gießsimulation) im prakti-

schen Einsatz während des Serienentwick-

lungsprozesses bewährt haben und einen Bei-

trag zur Verkürzung von Abläufen liefern.

4.4 Ölkreislauf und Gasgehalt im ÖlDurch die Integration von Massenaus-

gleichseinrichtungen wird die Auslegung des

Motorölkreislaufs wesentlich beeinflusst. Sie

erhöhen einerseits mit ihren Schmierstellen

den Gesamtölbedarf des Motors und damit die

erforderliche Ölpumpenleistung, andererseits

führt der Einsatz von AGW häufig zu höheren

Panschverlusten, so dass insgesamt die Ver-

lustleistung des Motors ansteigt. Damit einher

gehen meist erhöhte Gasgehalte im Öl, ein

erhöhtes Temperaturniveau und nicht zuletzt

eine beschleunigte Ölalterung. Dies gilt vor

allem für konstruktive Lösungen, bei denen

eine oder mehrere Ausgleichwellen im Bereich

des Ölsumpfs angeordnet sind. Entwicklungs-

schwerpunkt bilden daher meist Maßnahmen

zur Abschirmung der Massenausgleichsge-

wichte und des Antriebs sowie die Optimie-

rung der Ölzirkulation, um diesen, für die

Betriebssicherheit von Motoren kritischen

Effekten entgegen zu wirken. Trotz Abschir-

mung ist andererseits eine ausreichende Ver-

sorgung aller Schmierstellen (zum Beispiel

Zahnradstufen) und eine möglichst geringe,

im Motor verbleibende Restölmenge bei

Ölwechsel zu gewährleisten.

Allen Ölübergabestellen mit thermischer

und mechanischer Beanspruchung ist zur

Gewährleistung der Dichtheit besonderes

Augenmerk zu widmen.

4.5 Akustik und SchwingungenDas Ziel für den Einsatz von AGW an Verbren-

nungsmotoren ist eine Reduzierung der

Schwingungseinleitung in die Fahrzeugkaros-

serie, welches sich in einer Verringerung des

Innengeräuschs auswirkt. Besonders deutlich

sind diese Effekte bei R4-Motoren. Dort domi-

niert die II. Motorordnung im Schwingungs-

spektrum. Durch Ausgleichswellen lassen sich

Minderungen in den Aggregateschwingwe-

gen von 80 % erreichen. Damit kommen Vier-

zylinder-Motoren in das Schwingungsniveau

von Sechszylinder-Motoren. Im Innen-

geräusch werden Verbesserungen von bis zu

10 dB nachgewiesen, Bild 7. Da die karosserie-

seitige Anregung verringert wird, ergeben

sich auch Verbesserungen bei Brummreso-

nanzen.

Allen schwingungsseitigen Vorteilen ste-

hen aber auch akustische Nachteile gegen-

über. So kommen mit den AGW zusätzliche

Geräuschquellen in den Motor, welche zu

einem Anstieg der Motor-Schallleistung

führen. Außerdem können Störgeräusche wie

Pfeifen (Zahneingriff, Polygoneffekt) oder

Rasseln (Verdrehflankenspiele) auftreten.

Durch Sounddesign muss das neue

Motorgeräusch akustisch so optimiert

werden, dass die objektiv nachgewiesene

Schwingungsminderung auch subjektiv

als Verbesserung empfunden wird.

5 Zusammenfassung

Hubkolben-Verbrennungsmotoren erzeu-

gen je nach Bauform und Zylinderzahl

freie Massenwirkungen, die zu Schwin-

gungen und Geräuschen im Fahrzeug

führen. Steigende Komfortanforderungen

für Pkw führen und führten deshalb bei

allen namhaften Herstellern zu Motoren

mit Massenausgleichswellen.

Das Ziel der Schwingungsreduzierung

und Akustikverbesserung im Fahrgast-

raum wird mit hohem mechanischen Auf-

wand für Ausgleichswellen und deren

Antrieb sowie Verlustleistungserhöhung

erkauft. Weitere Motorsysteme werden

negativ beeinflusst. Die Ingenieurskunst

besteht darin, die Nachteile des Massen-

ausgleichs möglichst gering zu halten und

einen in allen Belangen zuverlässigen

Motor zu entwickeln. Obwohl die Motor-

mechanik meist im Hintergrund der

Ladungswechsel- und Brennverfahrens-

entwicklung steht, werden gerade bei der

Entwicklung eines Massenausgleichs die

ingenieurtechnischen Anforderungen und

Herausforderungen auf diesem Gebiet

deutlich.

Durch den Einsatz von Auslegungs-

und Berechnungsverfahren und den

Abgleich mit Versuchsergebnissen und

vorhandenen Erfahrungen kann die Ent-

wicklung qualitativ verbessert und durch

Reduzierung des Hardwareaufwands für

Prototypvarianten kostenseitig und zeit-

lich gestrafft werden.

Literaturhinweise

[1] Maass, H.: Kräfte und Momente und derenAusgleich in der Verbrennungskraftmaschine/ H. Maass; H. Klier. Wien, New York: Sprin-ger, 1981. (Die Verbrennungskraftmaschine:Neue Folge, Band 2)

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[3] Ebel, B.; Kirsch, U.; Metzner, F.-T.: Der neueFünfzylindermotor von Volkswagen. In: MTZ59 (1998) Nr. 1, S. 8–19

[4] Metzner, F.-T.; Becker, N.; Herzog, R.; Bohn-stedt, K.: Die neuen W-Motoren von Volks-wagen mit 8 und 12 Zylindern. In: MTZ 62(2001) Nr. 4, S. 280–290

[5] Endres, H.; Szengel, R.; Metzner, F.-T.;Becker, N.; Uphoff, K.: Der neue W12-6,0-l-Motor für den VW Phaeton. In: Sonderaus-



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gabe von MTZ und ATZ: VW Phaeton, Juli2002, S. 30–40

[6] Szengel, R.; Metzner, F.-T.; Kirsch, U.; Lieske,St.; Ebel, B.: Der neue V6-3,2-l-Motor im VWPhaeton. In: Sonderausgabe von MTZ undATZ: VW Phaeton, Juli 2002, S. 42–47

[7] Endres, H.; Erdmann, H.-D.; Göschel, J.;Geiger, U.; Fröhlich, G.: Der neue 2,0-l-Otto-motor. In: Sonderausgabe von MTZ und ATZ:Audi A4, November 2000, S. 114–121

[8] Flierl, R.; Hofmann, R.; Landerl, Ch.; Melcher,Th.; Steyer, H.: Die neuen BMW-Vierzylinder-Ottomotoren mit Valvetronic. In: MTZ 62(2001) Nr. 6, S. 450–463

[9] Stastny, J.; Ratzberger, R.; Fessel, Ch.,Keber, A.: Die Ausgleichswellen des neuenVierzylinder-Dieselmotors von BMW. In: MTZ63 (2002) Nr. 3, S. 178–185

[10] Brüggemann, H.; Klingmann, R.; Fick, W.;Naber, D.; Hoffmann, K.-H.; Binz, R.: Diesel-motoren für die neue E-Klasse. In: MTZ 63(2002) Nr. 4, S. 240–253

[11] Mikulic, L.; Heil, B.; Mürwald, M.; Bruchner,K.; Pietsch, A.; Klein, R.: Neue Vierzylinder-Ottomotoren von Mercedes-Benz mit Kom-pressoraufladung. In: MTZ 63 (2002) Nr. 6, S. 436–447

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Q u e r s c h a u ATZ 5/2003

Die anstehende Einführung von Überlagerungslenkungen und Steer-by-Wire-Systemen stelltneue Anforderungen an den Entwicklungsprozess einer Lenkung. Die zusätzlichen Funktionendieser Lenksysteme verbessern maßgeblich die Fahrdynamik und Fahrsicherheit und erforderndazu insbesondere zwischen den Fachgruppen Fahrwerk und Elektronik eine Vernetzung. AmBeispiel der Entwicklung einer Überlagerungslenkung erläutert der gemeinsame Bericht der AudiAG und dem Institut für Kraftfahrwesen Aachen die neuen Anforderungen an Lenksysteme.

T i t e l t h e m a

Audi Dynamic Steering– Entwicklung einer Überlagerungslenkung

W e i t e r e T h e m e n

EntwicklungDie elektromechanische Lenkung des VW Touran

Simultaneous Engineering für die richtige Aufhängung von Abgasanlagen

Qualifizierung von Software für Kraftfahrzeuge

Studien an der Schnittstelle Mensch-Maschine – Fahrer-Aufmerksamkeits-Simulator

Revolutionärer Fahrzeugkonstrukteur – Zum 125. Geburtstag von Hans Ledwinka

Rollover-Crash-Tests

ForschungUnfallvermeidungspotenzial durch ESP beiLastkraftwagen – Erkenntnisse aus der Analyse von Realunfällen

ATZ

Die Entwicklung von Massenausgleichs- einrichtungen · PDF filederen Ausgleich wie bei echten...

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