DE3807184A1

DE3807184A1 - Zylindrische rotations-antriebshohlwelle

Info

Publication number: DE3807184A1
Application number: DE19883807184
Authority: DE
Inventors: Toshihiko Sato; Yasuharu Hontani; Hideo Asano
Original assignee: Honda Motor Co Ltd
Current assignee: Honda Motor Co Ltd
Priority date: 1987-03-06
Filing date: 1988-03-04
Publication date: 1988-09-15
Also published as: GB2202029A; GB8805379D0

Description

Die vorliegende Erfindung betrifft eine zylindrische Rota tions-Antriebshohlwelle nach dem Oberbegriff des Patentan spruchs 1.

Obwohl es gebräuchlich ist, eine Antriebswelle eines Fahr zeuges mit Vorderradantrieb als Vollteil auszubilden, wird neuerdings ein Hohlkörper in Betracht gezogen, um das Fahr zeuggewicht oder die Leistungsübertragungsverluste zu redu zieren. Eine Antriebswelle hat die Funktion, ein Ausgangs drehmoment von einem Antrieb auf angetriebene Räder zu übertragen. In einer Antriebshohlwelle kann eine Verdreh vibration, eine Biegevibration sowie eine Wandvibration (Mem branvibration) auftreten, die wiederum der Grund für Fahr zeugvibrationen und Geräusche sein können, wodurch das Fahrgefühl unangenehm wird. Diese Vibrationen besitzen eine maximale Amplitude eines Biege-Primärschwingungstyps im Frequenzbereich von 200 bis 500 Hz, wobei es schwierig ist, diese Vibration in diesem Frequenzbereich durch die Maßnahme der Auswahl einer optimalen Konfiguration einer Antriebswel le durch Vektoranalyse oder durch Verhindern der Einführung von Vibration und Geräusch in die Fahrzeugkabine durch Verwendung eines Vibrationen unterdrückenden Schallschirmma terials zu reduzieren. Bisher hat man für die Vibration in diesem Frequenzbereich einen zusätzlichen dynamischen Dämp fer verwendet oder eine Antriebswelle in zwei Teile geteilt und die beiden Teile mittels eines Zwischenstücks in Form einer Vibrations-Unterdrückungseinrichtung aus elastischem Material (d.h., einem Material, das eine große Elastizität besitzt) gekoppelt.

Im Falle der Verwendung eines dynamischen Dämpfers kann zwar die Vibration im gewünschten Frequenzbereich reduziert werden; dabei tritt jedoch der Nachteil auf, daß Vibrationen (Vibrationspegel) in einem unterhalb oder oberhalb der gewünschten Frequenz liegenden Frequenzbereich zunehmen. Bei einer geteilten Antriebswelle ergibt sich der Nachteil, daß Leistungsübertragungsverluste auftreten, weil die Drehmoment übertragung durch das Zwischenstück in Form einer Vibra tions-Unterdrückungseinrichtung aus elastischem Material erfolgt.

Weiterhin wurde ein technisches Konzept zur Reduzierung von Vibration und Geräusch durch Einsetzen einer aus elastischem Material hergestellten Vibrations-Unterdrückungseinrichtung in einem Hohlraum in einer Propellerwelle unter Druck vorge schlagen (siehe beispielsweise JP-OS 49-20 644 (1974) sowie offengelegtes JP-GM 56-87 647 (1981)). Dieses technische Konzept beruht jedoch auf der grundsätzlichen Idee, daß Vibrationsenergie einer Propellerwelle auf Grund der inter nen Reibung einer Vibrations-Unterdrückungseinrichtung unter Ausnutzung eines elastischen Hysterese-Phänomens in Wärme umgewandelt wird. Der prinzipielle Zweck dieses bekannten Verfahrens besteht daher darin, einen Vibrationspegel einer Elementenresonanz in einer Propellerwelle mit einer kleinen einzigen charakteristischen Winkelfrequenz (natürliche Frequenz) abzusenken. Die effektive Reduzierung eines Vibra tionspegels einer Biege-Primärresonanz wurde dabei nicht erreicht.

Der vorliegenden Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde, einen Vibrationspegel in Bezug auf die Biege-Pri märresonanz, speziell bei einer Rotations-Antriebshohlwelle, effektiv zu realisieren.

Diese Aufgabe wird bei einer zylindrischen Rotations-An triebshohlwelle der eingangs genannten Art erfindungsgemäß durch die Merkmale des kennzeichnenden Teils des Patentan spruchs 1 gelöst.

Erfindungsgemäß ergibt sich dabei ein spezieller Zusammen hang zwischen dem hohlen Wellenteil und der aus elastischem Material hergestellten Vibrations-Unterdrückungseinrichtung, welche mit Druck eingesetzt wird.

Vibrationscharakteristiken eines an seinen Enden abgeschlos senen rohrförmigen Körpers und eines an seinen Enden offenen rohrförmigen Körpers unter einer Bedingung, daß die Enden entlastet sind, sind in den Fig. 1 und 2 dargestellt.

Erfindungsgemäß wird die Reduzierung von Biege-Primärreson anzen (siehe Fig. 1 und 2) in Betracht gezogen, welche im Stand der Technik nicht wirksam behandelt werden konnten. Es ist zweckmäßig, die Vibrationsabsorption durch eine Vibra tions-Unterdrückungseinrichtung in einem Bereich durchzufüh ren, in dem die Frequenz groß und der Vibrationsenergiepegel hoch ist, warum bei der erfindungsgemäßen Antriebswelle eine einzige Primär-Biegecharakteristik-Winkelfrequenz (natürli che Frequenz) eines hohlen Wellenteils auf einen großen Wert eingestellt wird.

Im Rahmen vorliegender Erfindung wird eine Biegecharakteri stik-Winkelfrequenz für den Fall, in dem die Enden eines kreisförmigen Ohres entlastet sind, als "einzige Biege charakteristik-Winkelfrequenz" bezeichnet, wobei ein einzi ger Wert der Biege-Primärresonanz dadurch abgeleitet wird, daß in die folgende Formel für die Biegecharakteristik-Win kelgeschwindigkeit f eines kreisförmigen Rohres λ=4,730 eingesetzt wird:

(darin bedeutet λ einen Frequenzkoiffizienten der sich in Abhängigkeit von einem Grenzzustand ändert, l eine Rohrlän ge E den Elastizitätsmodul, I ein Querschnitts-Sekundärmo ment, A eine Rohr-Querschnittsfläche und ρ die Dichte).

Gemäß der vorstehenden Formel (1) reicht es aus, die Rohr länge λ und/oder die Rohr-Querschnittsfläche A zu reduzie ren, um die einzige Biegecharakteristik-Winkelgeschwindig keit f eines kreisförmigen Rohres zu erhöhen. Sind ein Innendurchmesser oder ein Außendurchmesser eines kreisförmi gen Rohres identisch, so kann die Rohr-Querschnittsfläche A durch Verringerung der Wanddicke reduziert werden.

Wird eine Vibrations-Unterdrückungseinrichtung unter Druck in ein kreisförmiges Rohr eingesetzt, deren einzige Biege charakteristik-Winkelfrequenz gemäß der vorgenannten Bedin gung erhöht wurde, oder wird eine zylindrische Vibrations- Unterdrückungseinrichtung dicht auf den Außenumfang eines solchen Rohres aufgepaßt, so wird durch die Vibrations-Un terdrückungseinrichtung die Biege-Vibrationsenergie mit einem hohen Pegel wirksam absorbiert, was speziell dann der Fall ist, wenn die Rohrwanddicke verringert wird. Bei erhöh ter Vibration unterliegt die Vibrations-Unterdrückungsein richtung einer großen Biegedeformation, so daß die Vibration aufgrund eines elastischen Hysterese-Phänomens der Vibra tions-Unterdrückungseinrichtung wirksam gedämpft werden kann.

Hier ist darauf hinzuweisen, daß im Vergleich zu dem Fall, in dem eine Vibrations-Unterdrückungseinrichtung (Voll-Vibra tions-Unterdrückungseinrichtung) unter Druck in ein kreisförmiges Rohr eingesetzt wird, der Vibrations-Unter drückungseffekt in dem Fall größer ist, in dem eine zylin drische Vibrations-Unterdrückungseinrichtung (als hohle Vibrations-Unterdrückungseinrichtung bezeichnet) dicht auf den Außenumfang eines kreisförmigen Rohres aufgepaßt wird. Sind speziell die Querschnittsflächen einer Voll-Vibra tions-Unterdrückungseinrichtung und einer hohlen Vibra tions-Unterdrückungseinrichtung gleich, so kann durch die letztgenannte Vibrations-Unterdrückungseinrichtung eine größere Vibrationsenergie absorbiert werden, da das Quer schnitts-Sekundärmoment I der letztgenannten Einrichtung größer als dasjenige der erstgenannten Einrichtung ist und da der die Biegevibration begleitende Deformationsbetrag im Falle der letztgenannten Einrichtung ebenfalls größer ist. Das bedeutet, daß bei Verwendung einer hohlen Vibrations-Un terdrückungseinrichtung mit einem kleineren Volumen im Vergleich zu einer Voll-Vibrations-Unterdrückungseinrichtung der gleiche Vibrations-Unterdrückungseffekt erwartet werden kann. Da eine hohle Vibrations-Unterdrückungseinrichtung auf den Außenumfang eines kreisförmigen Rohres aufgepaßt werden kann, nach dem ein solches Rohr mit Vollteilen an seinen Enden einer Wärmebehandlung und einem Anstrich unterzogen wurde, kann eine Verschlechterung der hohlen Vibrations-Un terdrückungseinrichtung auf Grund von Erwärmung verhindert und ihr Vibrations-Unterdrückungseffekt sichergestellt werden.

Sind Vollteile an den Enden eines kreisförmigen Rohres vorhanden, so ist der Vibrations-Verringerungseffekt für die Biege-Primärresonanz klein, wenn der Anteil der Länge des kreisförmigen Rohres in Bezug auf die Gesamtlänge ein schließlich der Vollteile zu klein ist. Dies ist selbst dann der Fall, wenn eine Vibrations-Unterdrückungseinrichtung durch Druck in das kreisförmige Rohr eingesetzt oder dicht auf dieses aufgepaßt wird. Es ist zweckmäßig, die Länge des kreisförmigen Rohres zu 20% oder mehr der Gesamtlänge zu wählen.

Darüber hinaus ist es zweckmäßig, die Vibrations-Unter drückungseinrichtung an der Stelle der maximalen Amplitude vorzusehen, wobei darüber hinaus durch Einsetzen unter Druck einer Voll-Vibrations-Unterdrückungseinrichtung mit einer Druckeinsetzbeeinflussung von 1% oder mehr oder durch Einbrennen einer Vibrations-Unterdrückungseinrichtung in ein kreisförmiges Rohr ein weiterer großer Vibrationsverrin gerungseffekt erhalten werden kann.

Die Erfindung wird im folgenden anhand von in den Figuren der Zeichnung dargestellten Ausführungsbeispielen näher erläutert. Es zeigt:

Fig. 1 ein Diagramm der Vibrationscharakteristik eines rohrförmigen Körpers dessen Enden unter der Bedingung verschlossen sind, daß sie entlastet sind;

Fig. 2 ein Diagramm der Vibrationscharakteristik eines rohrförmigen Körpers mit offenen Enden unter der Bedingung, daß diese entlastet sind;

Fig. 3 ein Diagramm des Zusammenhangs zwischen einer charakteristischen Winkelgeschwindigkeit und eines Vibrationsverringerungseffektes für den Fall, daß ein Gummielement unter Druck in eine hohle Welle eingesetzt ist;

Fig. 4 ein Diagramm des Zusammenhangs zwischen einem Verhältnis (t/D) der Wanddicke zum Außendurchmes ser und einem Vibrationsverringerungseffekt für den Fall, daß ein Gummielement unter Druck in eine Hohlwelle eingesetzt ist;

Fig. 5 eine perspektivische Ansicht einer zylindrischen Rotations-Antriebshohlwelle aus Stahl mit ver schlossenen Enden für Testzwecke;

Fig. 6 ein Diagramm des Zusammenhangs zwischen der Länge eines unter Druck eingesetzten Gummielementes und eines Vibrationsverringerungseffektes für den Fall, in dem ein Gummielement unter Druck in die vorgenannte Antriebswelle eingesetzt wurde;

Fig. 7 eine teilweise geschnittene Vorderansicht einer zylindrischen Rotations-Antriebshohlwelle aus Stahl gemäß einer bevorzugten Ausführungsform der Erfindung;

Fig. 8a bis 8e jeweils eine schematische Ansicht des Zusammenhangs zwischen der Einpaßstellung wenigstens eines Gummielementes und eines Vibra tionsverringerungseffektes für den Fall, daß das Gummielement auf den hohlen Teil der vorgenannten Antriebswelle aufgepaßt wurde;

Fig. 9 ein Diagramm des Zusammenhangs zwischen der Länge eines unter Druck eingesetzten Gummielementes und eines Vibrationsverringerungseffektes für den Fall, daß drei unterschiedliche Gummielementen unter Druck in den hohlen Teil der vorgenannten Antriebswelle eingesetzt wurden

Fig. 10 ein Diagramm der Vibrationscharakteristik einer Antriebswelle mit einem in ihren hohlen Teil unter Druck eingesetzten Gummielement, einer Antriebswelle ohne Gegenmaßnahmen gegen Vibration und einer Welle mit einem dynamischen Dämpfer;

Fig. 11 ein Diagramm von Ergebnissen eines in einem zusammengebauten Fahrzeug durchgeführten Vibra tionscharakteristik-Testes in Bezug auf den Fall, in dem die Antriebswelle mit einem dynamischen Dämpfer versehen war sowie in Bezug auf den Fall, in dem Gummi unter Druck in den hohlen Teil eingesetzt wurde;

Fig. 12 ein Diagramm des Zusammenhangs zwischen einem Längenverhältnis (Lp/L _D ) von sich lediglich hinsichtlich der Länge unterscheidenden rotieren den Wellen und eines Vibrationsverringerungsef fektes; und

Fig. 13 ein Diagramm des Zusammenhangs zwischen einer Druckeinsetzbeeinflussung und eines Vibrations verringerungseffektes für den Fall, daß ein Gummielement mit unterschiedlicher Druckeinsetz beeinflussung unter Druck in eine Hohlwelle eingesetzt wurde.

Testbeispiel 1

In eine Vielzahl von Stahl-Hohlwellen (mit einem Außendurch messer von 50 mm und einer Härte von 50°) wurden unter Druck Elemente eingesetzt.

In Bezug auf die Gummielemente enthaltenden Hohlwellen mit unterschiedlichen einzigen Primär-Biegecharakteristik-Win kelfrequenzen wurden die Vibrationsverringerungseffekte für die Biege-Primärresonanz untersucht. Dieser Test wurde dadurch durchgeführt, daß auf ein Ende einer Hohlwelle 1 mit einem Hammer geschlagen und am anderen Ende der Vibrations pegel detektiert wurde. Die Testergebnisse sind in Fig. 3 in Form eines Diagramms dargestellt. Es ist darauf hinzuwei sen, daß ein Vibrationspegel für eine Hohlwelle, in die kein Acryl-Gummielement unter Druck eingesetzt war, als Referenz benutzt und der Vibrationspegel für diese Welle zu Null dB angenommen wurde.

Bewertung der Testergebnisse

Es zeigt sich, daß bei Erhöhung einer einzigen Primär-Biege charakteristik-Winkelfrequenz der Vibrationspegel abgesenkt wird. Gemäß Fig. 3 wird zwar bei einer einzigen Biegecharakteristik-Winkelfrequenz von etwa 300 Hz praktisch kein Vibrationsverringerungseffekt erreicht; wird die Fre quenz jedoch auf nahezu bis zu 500 Hz oder größer erhöht, so ist ein Vibrationsverringerungseffekt zu erwarten.

Testbeispiel 2

In eine Vielzahl von Stahl-Hohlwellen (mit einer Länge von 250 mm und einem Innendurchmesser von 46 mm) mit unter schiedlichen Außendurchmessern wurde unter Druck ein zylindrisches Voll-Acryl-Gummielement mit einer Länge von 100 mm und einem Außendurchmesser von 50 mm (Härte 50°) eingesetzt.

In Bezug auf die entsprechenden Gummielemente enthaltenden Hohlwellen mit unterschiedlichen Verhältnissen (t/D) der Wanddicke (t) und dem Außendurchmesser (D) wurden entspre chend dem Testbeispiel 1 Vibrationsverringerungseffekte für die Biege-Primärresonanz untersucht. Diese Testergebnisse sind in Fig. 4 in Form eines Diagramms dargestellt.

Beurteilung der Testergebnisse

Es zeigt sich daß der Vibrationspegel verringert wird, wenn das Verhältnis (t/D) verringert wird. Gemäß Fig. 4 wird der Vibrationsverringerungseffekt bei einem Verhältnis (t/D) von nahezu 0,06 oder weniger groß.

Testbeispiel 3

Es wird eine Stahl-Hohlwelle 1 mit einem hohlen Wellenteil und Masseelementen 2, 2 an den Enden, einer Länge von 250 mm, einem Außendurchmesser von 50 mm, einer Wanddicke von 2,0 mm, einem Verhältnis (t/D) gleich 0,04 und einer einzigen Primär-Biegecharakteristik-Winkelfrequenz f gleich 1.071 Hz verwendet (Fig. 5).

Weiterhin werden zylindrische Voll-Acryl-Gummielemente (Härte 50°; Außendurchmesser 50 mm) mit unterschiedlichen Längen verwendet.

Das Acryl-Gummielement wird unter Druck in die Hohlwelle 1 eingesetzt und es wird der Einfluß der Länge des Acryl-Gum mielementes auf den Vibrationsverringerungseffekt unter sucht. Das Testverfahren entspricht demjenigen nach dem Testbeispiel 1. Die Ergebnisse sind in Fig. 6 in Form eines Diagramms dargestellt. In dieser Figur repräsentiert die Kurve I eine Vibrationspegelverringerung in einem Primär-Reso nanz-Schwingungstyp (Biege-Primärresonanz), eine Kurve II eine Vibrationspegelverringerung in einem Sekundär-Reso nanz-Schwingungstyp (Biege-Sekundärresonanz) sowie eine Kurve III eine Vibrationspegelverringerung in einem Tertiär-Resonanz-Schwingungstyp (Sekundär-Wandresonanz bzw. -Membranresonanz).

Bewertung der Testergebnisse

Durch Einsetzen eines Acryl-Gummielementes unter Druck ist der Vibrationsverringerungseffekt am größten für die Reso nanz im Tertiär-Schwingungstyp (Sekundär-Wand- bzw. Mem bran-Resonanz).

Wenn die Länge des Acryl-Gummielementes groß wird, wird auch der Vibrationsverringerrungseffekt groß.

Hinsichtlich der Biegeresonanz ist der Vibrationsverringe rungseffekt bei der Biege-Primärresonanz im Vergleich zur Biege-Sekundär-Resonanz groß.

Es ist darauf hinzuweisen, daß ein Vibrationsverringerungs effekt für die Biege-Primär-Resonanz nicht erwartet werden kann, selbst wenn Gummielemente unterschiedlicher Länge unter Druck in eine Hohlwelle mit einer einzigen Primär-Bie gecharakteristik-Frequenz f von 300 Hz oder weniger einge setzt werden.

Testbeispiel 4

Es werden fünf Stahl-Antriebswellen 3 (Außendurchmesser 50 mm; Wanddicke 2,0 mm) mit Voll-Wellenteilen 4, 4 an den Enden eines hohlen Wellenteils 5 verwendet (Fig. 7).

In den hohlen Teil 5 jeder Antriebswelle 3 werden ein Acryl- Gummielement 6 (Außendurchmesser 50 mm; Länge 70 mm; Volumen 1,37×10⁵ mm³; Härte 50°) oder Acryl-Gummielemente 7, 7 (Außendurchmesser 50 mm; Länge 35 mm; Härte 50°) unter Druck eingesetzt, wobei in Bezug auf die entsprechenden Antriebs- Hohlwellen der Vibrationsverringerungseffekt für die Biege Primär-Resonanz entsprechend dem Testbeispiel 1 untersucht wurde. Zwar unterscheiden sich die Stellungen der unter Druck eingesetzten Elemente für die verschiedenen Antriebs wellen 3, wobei jedoch die Gesamtlängen der Elemente alle gleich 70 mm sind (Fig. 8a bis 8d). Die erreichte Vibra tionspegelverringerung ist in der jeweiligen Figur eingetra gen.

Weiterhin wurde im mittleren Bereich des hohlen Teils 5 der Antriebswelle 3 ein hohles zylindrisches Acryl-Gummielement 8 (Innendurchmeser 46 mm; Außendurchmesser 64 mm; Länge 50 mm; Volumen 1,48×10⁵ mm³; Härte 50°) außen auf die Antriebswelle aufgepaßt, wobei der Vibrationsverringerungs effekt für die Biege-Primär-Resonanz entsprechend dem Test beispiel 1 untersucht wurde (Fig. 8e). Die erreichte Vibra tionspegelverringerung ist in dieser Figur eingetragen.

Bewertung der Testergebnisse

Unter den in den Fig. 8a, 8b, 8c und 8d dargestellten Fällen ist die Vibrationspegelverringerung für die Biege-Primär-Re sonanz im Falle der Fig. 8a am größten, wenn ein Gummiele ment unter Druck in die Mitte des hohlen Wellenteils 5 eingesetzt wird. Dagegen ist sie im Falle der Fig. 8d am kleinsten, wobei Gummielemente 7, 7 unterteilt unter Druck in die Enden des hohlen Wellenteils 5 eingesetzt sind. Dies ergibt sich daraus, daß die Mitte die Stelle maximaler Amplitude für die Biege-Primär-Resonanz ist und daß daher das unter Druck an dieser Stelle eingesetzte Gummielement 6 der größten Deformation ausgesetzt ist, wodurch es die meiste Vibrationsenergie absorbiert. Es ist jedoch darauf hinzuweisen, daß im Falle eines aus einem dünnwandigen Teil auf einer Seite in Längsrichtung und aus einem dickwandigen Teil auf der anderen Seite bestehender Hohlkörper an einer Stelle die maximale Amplitude aufweist, die von der Grenze zwischen dem dünnwandigen Teil und dem dickwandigen Teil etwas zur Seite des dünnwandigen Teils hin verschoben ist, wobei das Gummielement dann unter Druck an dieser Stelle einzusetzen ist.

Darüber hinaus kann im Gegensatz zu dem Fall, daß ein Vibra tionsverringerungseffekt von 11,4 dB erreichbar ist, wenn ein Gummielement unter Druck in der Mitte des hohlen Wellen teils 5 (Fig. 8a) eingesetzt wird, in dem Fall, daß ein Gummielement 8 mit nahezu gleichem Volumen extern auf die Mitte des hohlen Wellenteils 5 (Fig. 8e) aufgepaßt wird, ein Vibrationsverringerungseffekt von 15,7 dB erreicht werden, woraus ersichtlich ist, daß ein Aufpassen von außen wirksa mer ist.

Testbeispiel 5

Es werden Antriebswellen 3 (Fig. 7) verwendet, wobei nach dem Einsetzen von Acryl-Gummielementen (Außendurchmesser 50 mm; Härte 50°), Isobutyl-Isopren-Gummielementen (Außen durchmesser 50 mm; Härte 50°) und Elementen aus natürlichem Gummi (Außendurchmesser 50 mm; Härte 50°) mit unterschiedli chen Längen unter Druck in den hohlen Wellenteil 5 Einflüsse des unter Druck eingesetzten Stückes auf den Vibrationsver ringerungseffekt für die Biege-Primär-Resonanz in Bezug auf die entsprechenden Gummiarten untersucht wurden. Die Ergeb nisse sind in Fig. 9 in Form eines Diagramms dargestellt.

Bewertung der Testergebnisse

Die Verwendung einer Gummiart mit einem großen Dämpfungsfak tor ist wirksam, wobei die Verwendung eines Acryl-Gummiele mentes für die Vibrationsreduzierung am wirksamsten ist.

Testbeispiel 6

Es wurde eine Antriebswelle 3 (Außendurchmesser eines hohlen Wellenteils 5 42,2 mm; Länge Lp des hohlen Wellenteils 5 190 mm; Gesamtlänge L _D gleich 420 mm) mit einem unter Druck in die Mitte des hohlen Wellenteils 5 eingesetzten Acryl- Gummielement als Frontantriebswelle in ein Fahrzeug einge baut. Ein Endteil der Antriebswellenseite der Antriebswelle 3 wurde mit einem Hammer geschlagen, während am anderen Ende der Vibrationspegel gemessen wurde. Die Ergebnisse sind in Fig. 10 in Form eines Diagramms (Kurve C) dargestellt.

Weiterhin sind in Fig. 10 für Vergleichszwecke ein Vibra tionspegel einer Antriebswelle bekannter Art ohne Gegenmaß nahmen zur Vibrationsverringerung (Kurve A) sowie ein Vibra tionspegel für eine Antriebswelle bekannter Ausbildung mit einem dynamischen Dämpfer (Kurve B) dargestellt.

Bewertung der Testergebnisse

Im Gegensatz zu der Tatsache, daß für den Fall einer bekann ten Antriebswelle ohne Gegenmaßnahmen zur Vibrationsverrin gerung ein Maximumpunkt A ₁ (Biege-Primär-Resonanzpunkt etwa 400 Hz) der Kurve A im Frequenzbereich von 200 bis 500 Hz vorhanden ist, spaltet sich für den Fall der bekannten Antriebwelle mit einem dynamischen Dämpfer der Maximumspunkt auf und verschiebt sich zur Seite kleinerer Frequenzen sowie zur Seite höherer Frequenzen, so daß sich für die Kurve B Maximumpunkte B ₁ und B₂ an Punkten von etwa 200 Hz und etwa 500 Hz ergeben.

Die charakteristische Kurve C der Antriebswelle 3 nimmt die Form des Maximumpunktes A ₁ im Fall der bekannten Antriebs welle ohne Gegenmaßnahmen zur Vibrationsverringerung mit einer Verschiebung zur Seite höherer Frequenzen an, wobei der Maximumpunkt C ₁ dieser Kurve C bei 744 Hz liegt und der Schalldruckpegel im Maximumpunkt kleiner als derjenige des Maximumpunktes A ₁ ist.

Im Frequenzbereich von 200 bis 500 Hz liegt die Kurve C tiefer als die Kurve B, so daß in diesem Frequenzbereich ersichtlich der Schalldruckpegel der Antriebswelle 3 mit einem unter Druck eingesetzten Gummielement klein ist.

Beispiel 7

Eine Antriebswelle 3 mit einem in den hohlen Wellenteil 5 eingesetzten Isobutyl-Isopren-Gummielement wurde als Front antriebswelle in ein Fahrzeug eingebaut, wobei während der Fahrt der Schalldruckpegel in der Fahrzeugkabine untersucht wurde (gemessen in der Mittelstellung der Vordersitze unter Verwendung eines Filters zur Aufnahme lediglich des Vibra tionsschalls von 200 bis 500 Hz). Die Ergebnisse sind in Fig. 11 in Form eines Diagramms dargestellt. (Die Drehzahl (RPM) des Motors ist auf der Abszisse aufgetragen, während der Schalldruckpegel auf der Ordinate aufgetragen ist)). Die Kurve C ist eine charakteristische Kurve der Antriebswelle 3 mit einem unter Druck eingesetzten Gummielement, während die Kurve B eine charakteristische Kurve der Antriebswelle 3 mit einem dynamischen Dämpfer der bekannten Art ist.

Bewertung der Testergebnisse

Fig. 11 zeigt, daß im Vergleich zu einer bekannten Frontan triebswelle mit einem dynamischen Dämpfer ein Vibrations verringerungseffekt von 2 bis 3 dB im Bereich von 3000 bis 500 Umdrehungen/min erreicht werden kann, wenn eine Frontan triebswelle mit einem unter Druck eingesetzten Gummielement verwendet wird.

Testbeispiel 8

Es wird eine Vielzahl von Stahl-Antriebswellen 3 (Fig. 7) unterschiedlicher Längen (Lp) eines hohlen Wellenteils 2 mit den folgenden Abmessungen verwendet:
Gesamtlänge (L _D) = 440 mm
Länge des hohlen Wellenteils (Lp) = beliebig
Außendurchmesser des hohlen Wellenteils 2 = 50 mm
Wanddicke des hohlen Wellenteils 2 = 2 mm.

In die hohlen Wellenteile 2 der entsprechenden Antriebswel len 3 unterschiedlicher Längen Lp wurden unter Druck Acryl Gummi-Elemente (Außendurchmesser 50 mm; Länge 70 mm; Härte 50°) eingesetzt. Gemäß Fig. 8a erfolgte das Einsetzen unter Druck an einer Stelle in der Mitte in Längsrichtung des hohlen Wellenteils 2.

Hinsichtlich der Antriebswellen 3 unterschiedlicher Längen Lp wurde der Vibrationsverringerungseffekt für die Biege Primär-Resonanz entsprechend dem Testbeispiel 1 untersucht. Die Ergebnisse sind in Fig. 12 in Form eines Diagramms dargestellt. ( Es ist darauf hinzuweisen, daß in Fig. 12 das Längenverhältnis Lp/L _D auf der Abszisse aufgetragen ist).

Beurteilung der Testergebnisse

Fig. 12 zeigt, daß bei einem Verhältnis (Lp/L _D ) von nahezu 0,2 oder größer (Anteil der Länge Lp des hohlen Wellenteils 2 an der Gesamtlänge L _D 20% ein großer Vibrationsverrin gerungseffekt erzielbar ist.

Testbeispiel 9

Es wird eine Vielzahl von Stahl-Hohlwellen (Außendurchmesser 50 mm; Wanddicke 2,0 mm) verwendet, in deren entsprechende Hohlwellenteile zylindrische Voll-Isobutyl-Isopren-Gummiele mente (Härte 50°) mit einer Länge von 50 mm unter Druck mit unterschiedlicher Druckeinsetzbeeinflussung eingesetzt werden.

In Bezug auf diese Hohlwellen wurde der Vibrationsverringe rungseffekt für die Biege-Primär-Resonanz entsprechend dem Testbeispiel 1 untersucht. Diese Testergebnisse sind in Fig. 13 in Form eines Diagramms dargestellt. In dieser Fig. 13 ist auf der Abszisse die Druckeinsetzbeeinflussung (%) aufgetragen, die gemäß folgender Formel berechnet wird:

Beurteilung der Testergebnisse

Durch Wahl der Druckeinsetzbeeinflussung von 1% oder größer werden die freie Deformationseigenschaft sowie die erzwungene Eigenschaft für Volumenspannung des Gummielementes erhöht, wodurch die Vibrationspegelverringerung verbessert werden kann.

Es ist weiterhin darauf hinzuweisen, daß bei Einbrennen des elastischen Körpers in die Hohlwelle der gleiche Effekt wie bei dem oben erläuterten Einsetzen unter Druck bei der eingegebenen Druckeinsetzbeeinflussung erreicht werden kann.

Claims

1. Zylindrische Rotations-Antriebshohlwelle (1) aus Metall mit Vollteilen (4) an beiden Enden, an denen sie lagerbar ist, dadurch gekennzeichnet, daß im Bereich des hohlen Wellenteils (5) eine aus elastischem Material hergestellte Vibrations-Unterdrückungseinrichtung (6, 8) dicht passend angeordnet ist, die eine einzige Primär- Biegecharakteristik-Winkelfrequenz von 500 Hz oder höher und ein Verhältnis (t/D) von Wanddicke (t) zu Außendurch messer (D) von 0,06 oder weniger besitzt.

2. Antriebshohlwelle (1) nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß der hohle Wellenteil (5) 20% oder mehr der Gesamtlänge einnimmt.

3. Antriebshohlwelle (1) nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß die aus ela stischem Material hergestellte Vibrations-Unterdrückungs einrichtung (6) unter Druck in den hohlen Wellenteil (5) eingesetzt ist.

4. Antriebshohlwelle (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Druckein setzbeeinflussung 1% oder mehr ist.

5. Antriebshohlwelle (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß die aus ela stischem Material hergestellte Vibrations-Unterdrückungs einrichtung (6) in den hohlen Wellenteil (5) eingebrannt ist.

6. Antriebshohlwelle (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß die aus elasti schem Material hergestellte Vibrations-Unterdrückungsein richtung (6) an der Stelle maximaler Amplitude im Bereich des hohlen Wellenteils (5) angeordnet ist.

7. Antriebshohlwelle (1) nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß die aus ela stischem Material hergestellte Vibrations-Unterdrückungs einrichtung (8) dicht auf den Außenumfang des hohlen Wellenteils (5) aufgepaßt ist.

8. Antriebshohlwelle (1) nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß die aus ela stischem Material hergestellte Vibrations-Unterdrückungs einrichtung (8) in den hohlen Wellenteil (5) eingebrannt ist.

9. Antriebshohlwelle (1) nach Anspruch 7 und/oder 8, dadurch gekennzeichnet, daß die aus ela stischem Material hergestellte Vibrations-Unterdrückungs einrichtung (8) an der Stelle der maximalen Amplitude im Bereich des hohlen Wellenteils (5) angeordnet ist.