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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
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45
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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-
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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
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Mr:·''''··M 3,5
3,0
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~ 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
MTZ Motortechnische Zeitschrift 36 (1975) 4
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-
MTZ Motortechnische Zeitschrift 36 (1975) 4
~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