1 Einleitung

Weltweit rückt die Reduzierung der Treibhausgasemissionen immer mehr in den Fokus der Umweltpolitik. Allein in Deutschland konnten die Treibhausgasemissionen zwischen 1990 und 2015 um 27 % von 1252 auf 907 Mio. Tonnen CO2-Äquivalent reduziert werden. Der Verkehr trägt als drittgrößter Sektor, nach Energiewirtschaft und Industrie, maßgeblich zum Ausstoß von Treibhausgasen bei. Die Treibhausgasemissionen des Straßenverkehrs haben sich in diesen 25 Jahren allerdings kaum verändert und liegen mit 162 Mio. Tonnen CO2-Äquivalent im Jahr 2015 nahezu unverändert auf dem Wert von 1990. Da die Emission von Treibhausgasen in anderen Sektoren sinken, stieg der Anteil des Verkehrssektors an den Treibhausgasemissionen in Deutschland von 13 % im Jahr 1990 auf 18 % im Jahr 2015 [1]. Infolge immer strengerer Grenzwerte für den Flottenverbrauch sinkt die CO2-Emission von neuzugelassenen Fahrzeugen. Durch die zunehmende Anzahl an zugelassenen Kraftfahrzeugen von plus 26 % von 1990 bis 2015 und die im gleichen Zeitraum um 31 % gestiegene Jahresgesamtfahrleistung bleibt der Ausstoß von Treibhausgasen im Verkehr für den betrachteten Zeitraum nahezu konstant [2]. Emissionen im Verkehr entstehen vor allem durch die Verbrennung von Kraftstoffen. Trotz zunehmender Elektrifizierung wird der Anteil der neuzugelassenen Fahrzeuge mit Verbrennungsmotor im Jahr 2030 86 % betragen [3]. Dadurch ergibt sich nach wie vor ein großer Entwicklungsbedarf, den Kraftstoffverbrauch und damit die CO2-Emissionen von Verbrennungsmotoren zu reduzieren.

Etwa ein Viertel der eingesetzten Kraftstoffenergie geht infolge von Motorreibung verloren. Dabei entfällt fast die Hälfte der Reibungsverluste auf die Kolbengruppe bestehend aus Kolben, Kolbenringen und Zylinderlaufbahn. Entsprechend hoch ist das Potenzial zur Kraftstoffersparnis dieser Baugruppe [4]. Um dieses Potenzial zu nutzen, ist aufgrund der Komplexität der Kolbengruppe ein hohes Systemverständnis notwendig. Durch die sich ständig verändernden tribologischen Rahmenbedingungen während eines Arbeitsspiels sind die Anforderungen an ein Messsystem zur Erfassung der auftretenden Reibkräfte hoch. Das Floating-Liner Prinzip stellt eine Möglichkeit zur direkten und kurbelwinkelaufgelösten Messung der in der Kolbengruppe auftretenden Reibkräfte dar. Dabei wird die Zylinderlaufbahn des Forschungsmotors schwimmend auf Kraftmessdosen gelagert. Prinzipbedingt unterliegt diese Messmethode einigen Einschränkungen durch die im Motor auftretenden Störkräfte.

Ein Teil der auftretenden Störkräfte stammt aus den Riementrieben des Motors. Eine Möglichkeit, diese Störgrößen zu reduzieren, ist der Einsatz von Riemensystemen mit kontinuierlichem Zahneingriff. Im Rahmen dieses Beitrags wird aufgezeigt, wie ein Forschungsmotor nach dem Floating-Liner Prinzip mit Hilfe eines doppelschrägverzahnten Riementriebs verbessert werden kann. Die verbesserte Güte der Rohsignale ermöglicht eine genauere Analyse der Reibungsverluste und damit eine bessere Interpretation der Messergebnisse. Die gewonnenen Erkenntnisse können dazu beitragen, die Reibungsverluste der Kolbengruppe zu reduzieren und den Wirkungsgrad von Verbrennungsmotoren zu erhöhen.

2 Theoretische Grundlagen

2.1 Kolbengruppenreibung

Das tribologische System Kolbengruppe besteht aus Kolben, Kolbenringen, Zylinderlaufbahn, Schmieröl und Kurbelgehäuse- sowie Brennraumgasen. Die Hauptaufgaben der Kolbengruppe im Motor sind:

  • Abgrenzung und Abdichten des Brennraums

  • Wärmeabfuhr/Kühlung

  • Verdichten von Luft bzw. Luft-Kraftstoff-Gemisch

  • Ladungswechsel

  • Unterstützung bei der Gemischaufbereitung

  • Übertragung der Gaskraft aus der Verbrennung auf den Kurbeltrieb

Aufgrund der sich ständig verändernden Randbedingungen ist die Kolbengruppe das komplexeste tribologische System eines Verbrennungsmotors.

In Abb. 1 ist eine typische Stribeck Kurve für die Reibzustände in Gleitlagern dargestellt. Dabei ist der Reibkoeffizient über die Gümbel-Hersey-Zahl (GHZ) aufgetragen. Verschiedene Arbeiten zeigen, dass die Stribeck-Kurve nicht nur für die Beschreibung des Verhaltens von Gleitlagern, sondern auch für allgemeine tribologische Systeme und somit auch für die Kolbengruppe geeignet ist. [5, 6]. Im Bereich A haben die Reibpartner – im System Kolbengruppe: Kolben, Kolbenringe und Zylinderlaufbahn – direkten Kontakt. Es befindet sich kein Schmierstoff zwischen den Reibpartnern. Dieser Zustand wird als Festkörperreibung bezeichnet. Im Bereich B tritt Mischreibung auf. Die Reibpartner sind teilweise durch einen Schmierfilm getrennt. Allerdings tritt nach wie vor teilweise direkter Kontakt zwischen den Reibpartnern auf, beispielsweise im Bereich von Rauheitsspitzen. Bereich C beschreibt den Zustand der hydrodynamischen Reibung. In diesem Bereich sind die Reibpartner vollständig durch einen tragenden Schmierfilm voneinander getrennt.

Abb. 1
figure 1

Stribeckkurve nach [7]

Während eines Arbeitsspiels verändern sich Kolbengeschwindigkeit, Oberflächentemperatur, Ölviskosität und der Kontaktdruck zwischen Kolben und Liner stetig. Die Kolbengeschwindigkeit variiert von Null im oberen und unteren Totpunkt hin zu sehr hohen Geschwindigkeiten von über 30 m/s während einer halben Kurbelwellenumdrehung. Die Temperatur nimmt durch Wärmeeintrag aus der Verbrennung und die Gestaltung des kühlenden Wassermantels über die Laufbuchsenhöhe zu. Die Temperaturen von Laufbuchsenoberfläche und Kolben sind außerdem stark von Last und Drehzahl, also dem aktuellen Betriebszustand des Motors, abhängig. Dabei haben die Temperaturen von Kolben und Laufbuchse Einfluss auf die lokale Schmierfilmtemperatur und damit auf die Ölviskosität. Außerdem bestimmen die Temperaturen maßgeblich die Verzüge von Kolben und Laufbahn und somit lastabhängig das Betriebsspiel. Im Extremfall ist theoretisch ein negatives Betriebsspiel möglich, was in hohen Kräften innerhalb der Kolbengruppe resultiert und zu stark ansteigenden Reibkräften zwischen Kolben und Zylinderlaufbahn führt. Während des Arbeitstakts wirkt hoher Brennraumdruck auf den Kolben und die Kolbenringe. Dadurch erhöht sich zwar die abdichtende Wirkung des Kolbenringpakets, allerdings führt der hohe Anpressdruck auch zu steigenden Reibungsverlusten in diesem Bereich des Arbeitsspiels.

Abb. 2 stellt den schematischen Reibkraftverlauf während eines Arbeitsspiels dar. In den Totpunkten sinkt die Relativgeschwindigkeit der Reibpartner auf null. Durch den steigenden Anteil an Festkörperreibung in diesen Bereichen ergeben sich typische Mischreibungsspitzen im Bereich des Ladungswechsel-OT (LOT), sowie an den unteren Totpunkten (UT). Durch den hohen Brennraumdruck und den damit steigenden Kontaktdruck während der Verbrennung erreicht die Reibkraft im Bereich des Zünd-OT (ZOT) ihr Maximum. Mit steigender Kolbengeschwindigkeit im Bereich zwischen den Totpunkten sinkt der Anteil der Festkörperreibung und der Anteil an hydrodynamischer Reibung nimmt zu.

Abb. 2
figure 2

Schematischer Reibkraftverlauf nach [7]

Die Reibleistung der Kolbengruppe Pr, KG ist definiert als Produkt aus Reibkraft FR und Relativgeschwindigkeit der Reibpartner u:

$$P_{r{,}\mathrm{KG}}\left(\varphi \right)=F_{R}\left(\varphi \right)\cdot u(\varphi )$$

Der Reibmitteldruck der Kolbengruppe pmr,KG als wichtigste Vergleichsgröße bei der Betrachtung von Messergebnissen berechnet sich nach folgender Gleichung:

$$p_{\mathrm{mr}{,}\mathrm{KG}}=\frac{W_{r{,}\mathrm{KG}}}{V_{h}}=\frac{2\cdot \overline{P_{r{,}\mathrm{KG}}\left(\varphi \right)}}{V_{h}\cdot n}$$

Dabei sind Wr,KG die Reibarbeit der Kolbengruppe, Vh das Hubvolumen und n die Motordrehzahl. Die Reibungsverluste werden demnach vor allem durch die hydrodynamische Reibung im Bereich hoher Kolbengeschwindigkeit bestimmt. Obwohl an den Totpunkten die höchsten Reibkräfte auftreten, sind diese Bereiche aufgrund der sehr geringen Kolbengeschwindigkeiten für die Verluste von untergeordneter Bedeutung. Allerdings können sich Bereiche mit hohem Anteil an Festkörperreibung bei ungünstigen Betriebsbedingungen auf weite Teile des Arbeitsspiels erstrecken. Außerdem haben hohe Reibkraftspitzen an den Totpunkten maßgeblich Anteil am Verschleiß der Bauteile innerhalb der Kolbengruppe. Durch die sich ständig verändernden Zustände im tribologischen System Kolbengruppe und die harten Umgebungsbedingungen im Verbrennungsmotor infolge von Temperatur und Schwingungen ergeben sich somit hohe Anforderungen an ein Messsystem zur hochgenauen Erfassung der auftretenden Reibkräfte.

2.2 Doppelschrägverzahnter Riementrieb

Bei Verbrennungsmotoren sind in der Regel mehrere Zahnriemensysteme im Einsatz. Der Vorteil solcher Riemensysteme ist die synchrone Übertragung einer Drehbewegung. Somit ist die Position zweier rotierender Wellen zueinander festgelegt. Über den Riementrieb lassen sich außerdem einfach Übersetzungen der Drehbewegung realisieren. So erfolgt beispielsweise bei Viertaktmotoren der Antrieb der Nockenwellen zur Steuerung von Einlass- und Auslassventilen mit halber Kurbelwellendrehzahl. Um exakte Steuerzeiten zu erzielen und mechanische Beschädigungen von Bauteilen zu vermeiden, ist eine exakte Synchronisation der angetriebenen Wellen nötig. Alternativ zum Riementrieb werden auch Steuerketten oder Stirnradstufen eingesetzt. Bei Forschungsmotoren zur direkten Reibkraftmessung haben sich diese Konzepte allerdings als nachteilig erwiesen [7, 8].

Durch den Einlauf des Riemens in die Riemenscheibe verändert sich die Riemengeschwindigkeit periodisch. Der Zahnriemen legt sich polygonförmig auf die Riemenscheibe auf, dadurch entstehen Beschleunigungen in Trumrichtung und senkrecht dazu [9]. Diese Wirkung des Systems wird als Polygoneffekt bezeichnet. Die Frequenz der entsprechenden Anregung, welche auch der Zahneingriffsfrequenz fe entspricht, berechnet sich für jede beteiligte Riemenscheibe nach folgender Gleichung [10].

$$f_{e}=\frac{n_{1}\cdot z_{1}}{60\frac{s}{min}}=\frac{n_{2}\cdot z_{2}}{60\frac{s}{min}}=\ldots =\frac{n_{i}\cdot z_{i}}{60\frac{s}{min}}$$

Dabei ist n die Drehzahl der Riemenscheibe in 1/min und z deren Zähnezahl. Die Zahneingriffsfrequenz ist an jeder Riemenscheibe gleich, da trotz der Übersetzung die Riemengeschwindigkeit konstant bleibt. Ein weiterer Einfluss, der periodisch mit der Zahneingriffsfrequenz auftritt, ist der Stoß zwischen den Zahnflanken des Riemens und denen der Riemenscheibe. Dieser Effekt verstärkt sich mit zunehmender Riemengeschwindigkeit, da dadurch der Impuls beim Aufeinandertreffen vergrößert wird. Die Schwingungen aus dem Riementrieb werden auf den Gesamtmotor übertragen und beeinflussen entsprechend auch das Messsignal des Reibkraftmesssystems.

Eine Möglichkeit, die Schwingungsanregung zu reduzieren, sind Riementriebe mit kontinuierlichem Zahneingriff. Eine attraktive Lösung bieten doppelschrägverzahnte Riemen, da hier neben einem kontinuierlichen Zahneingriff, ähnlich wie bei geradverzahnten Riementrieben, keine resultierenden Kräfte entlang der Achse der angetriebenen Wellen entstehen [11, 12]. Der Polygoneffekt wird durch den kontinuierlichen Zahneingriff auf ein Minimum reduziert. Ein solcher Riemenabschnitt ist in Abb. 3 dargestellt.

Abb. 3
figure 3

Ausschnitt des doppelschrägverzahnten Riemens mit Schrägungswinkel, Zahnversatz und Überdeckung

Bei doppelschrägverzahnten Riemen ist ein Zahnversatz λZ möglich, wobei λZ = 0 einem Profil ohne Versatz entspricht. Beim Maximalwert von λZ = 0,5 sind die Zahnreihen wie in Abb. 3 genau um eine halbe Teilung zueinander versetzt. Neben dem Zahnversatz hat auch der Schrägungswinkel bzw. Neigungswinkel ψ Einfluss auf das Schwingungsverhalten des Riementriebs. Je größer der Neigungswinkel, umso geringer die im Riementrieb auftretenden Spannungen. Herstellungsbedingt ist der Neigungswinkel bei doppelschrägverzahnten Riemen auf ψmax = 30° beschränkt [13].

In Abb. 4 sind die Geräuschpegel eines geradverzahnten und eines doppelschrägverzahnten Riementriebs dargestellt. Untersuchungen zeigen einen Zusammenhang zwischen Geräuschpegel und Schwingungsanregung. Die Lärmemission nimmt bei beiden Systemen mit steigender Drehzahl zu. Der Geräuschpegel und damit auch die Schwingungsamplitude fällt im pfeilverzahnten Riemensystem geringer aus. Die maximale Geräuschminderung beträgt in diesen Studien 11 dB. Im für Floating-Liner Motoren relevanten Bereich bis etwa 2500 1/min beträgt die Geräuschminderung bis zu 8 dB [13, 14].

Abb. 4
figure 4

Geräuschpegel für Gerad- und Pfeilverzahnung in Abhängigkeit der Antriebsdrehzahl nach [13]

Diese Untersuchungsergebnisse zeigen das Potenzial von doppelschrägverzahnten Riemensystem, Schwingungen im System zu reduzieren. Floating-Liner Methoden reagieren besonders sensibel auf Schwingungsanregungen. Der Zusammenhang zwischen Schwingungen im Messsignal und den vorhandenen Riemensystemen wurde in [7] gezeigt. Aus diesem Grund wird das Potenzial doppelschrägverzahnter Riemensysteme am Floating-Liner Motor untersucht. Im Rahmen dieser Arbeit werden doppelschrägverzahnte Riemen mit Zahnversatz λZ = 0,5 und Neigungswinkel ψ = 30° verwendet. Riemenbreite und Durchmesser der Riemenscheiben wurden unter Berücksichtigung der auftretenden Lasten und des vorhandenen Bauraums auf minimale Schwingungsanregungen hin optimiert.

3 Versuchsträger

Am Lehrstuhl für Nachhaltige Mobile Antriebssysteme der Technischen Universität München wurde der in Abb. 5 dargestellte Versuchsträger zur direkten Messung der Kolbengruppenreibung entwickelt. Der Einzylinder-Forschungsmotor ist von einem Serien-PKW-Motor abgeleitet. Die geometrischen Kenngrößen, sowie die Grenzen des Betriebsbereichs sind in Tab. 1 zusammengefasst. Der Forschungsmotor kann sowohl ottomotorisch, als auch dieselmotorisch betrieben werden. Dabei können sowohl konventionelle, als auch alternative Kraftstoffe (eFuels) eingesetzt werden. Im Rahmen der vorliegenden Untersuchungen wurde der Motor ausschließlich ottomotorisch und mit konventionellem Kraftstoff betrieben.

Abb. 5
figure 5

Forschungsmotor zur Reibkraftmessung

Tab. 1 Geometrische Kenngrößen und Betriebskenngrößen von Referenz- und Forschungsmotor

Die Reibkraftmessung erfolgt nach der von Furuhama veröffentlichten Floating-Liner Methode [15]. Floating-Liner Motoren stellen bisher die einzige Möglichkeit zur direkten und kurbelwinkelaufgelösten Erfassung der Reibkräfte innerhalb der Kolbengruppe dar.

In Abb. 6 ist das System zur Reibkraftmessung dargestellt. Das Messsystem entspricht einer nach [7] weiterentwickelten Version der Floating-Liner Methode. Der Zusammenbau aus Wassermantel und Zylinderlaufbahn ist über zwei Kraftmessdosen im Bereich des Zylinderkopfes mit dem Grundmotor verbunden. Die Kraftmessdosen sind vorgespannt, um neben Druck- auch Zugkräfte zu messen. Querkräfte werden durch eine in axialer Richtung biegeweichen Radiallagerscheibe aufgenommen.

Abb. 6
figure 6

Floating-Liner Methode nach [17]

Durch die Vorspannschrauben und die Radiallagerscheibe ergibt sich ein Kraftnebenschluss. Dadurch sind die an den Kraftmessdosen gemessenen Kräfte geringer, als die tatsächlich auftretenden Reibkräfte. Ein experimentell bestimmter Kraftnebenschlussfaktor wird während der Datenauswertung berücksichtigt, um die tatsächlich auftretenden Kräfte zu betrachten. Die größte Herausforderung bei der Entwicklung eines Floating-Liner Motors ist die Zylinderkopfdichtung. Hier muss der vertikale Freiheitsgrad der Zylinderlaufbahn berücksichtigt werden. Durch den erweiterten Ansatz von Werner und den Einsatz eines radialen Dichtelements aus hochtemperaturfestem Perfluorkautschuk (FFKM) kann auf eine aufwendige und limitierende Gaskraftkompensation verzichtet werden [16]. Der Versuchsträger verfügt über eine externe Kühlmittel- und Schmierölversorgung zur Verbesserung der Reproduzierbarkeit. Der typische Betriebsbereich des Versuchsträgers, in dem Komponentenversuche mit hoher Reproduzierbarkeit durchgeführt werden, reicht bis zu 2500 1/min bei einem indizierten Mitteldruck von bis zu 10 bar.

Um den Einfluss des Riementriebs auf die Signalqualität der Reibkraftmessung zu bewerten, werden zwei geradverzahnte Riemensysteme am Forschungsmotor durch doppelschrägverzahnte Riementriebe ersetzt. Ausgetauscht werden der Riemen am Steuertrieb zum Antrieb der Auslassnockenwelle mit einer Übersetzung der Kurbelwellendrehzahl von 1:2, sowie der Antrieb des Massenausgleichs. Die entsprechenden Riementriebe samt Wellen und Spannrollen sind in Abb. 7 dargestellt. Zwei weitere Riemensysteme am Forschungsmotor werden Aufgrund von geringem Bauraum und mangels Herstellbarkeit passender doppelschrägverzahnter Riemen weiterhin mit geradverzahnten Riemen betrieben.

Abb. 7
figure 7

Betrachtete Riementriebe zum Antrieb von Steuertrieb und Massenausgleich

4 Ergebnisse

Die Bewertung der Riemensysteme erfolgt anhand der Analyse des Messsignals der Kraftmessdosen des Floating-Liner Systems. Auf den Einsatz zusätzlicher Schwingungs- bzw. Beschleunigungssensoren wird verzichtet. Dadurch wird direkt der Einfluss des Riementriebs auf die Signalqualität der Reibkraftmessung bewertet. Das Referenzsystem ist ausschließlich mit geradverzahnten Riemen ausgestattet. Für die Bewertung der Doppelschrägverzahnung werden der Riementrieb des Steuertriebs zum Antrieb der Nockenwelle und der Antrieb des Massenausgleichs durch doppelschrägverzahnte Riemen ersetzt. Der interne Riementrieb am Zylinderkopf zum Antrieb der Einlassnockenwelle, sowie der interne Antrieb der einzelnen Ausgleichswellen im Massenausgleich werden in beiden Konfigurationen mit geradverzahnten Riemen angetrieben. Es erfolgt eine Bewertung der Riemensysteme im geschleppten und im gefeuerten Motorbetrieb.

4.1 Geschleppter Motorbetrieb

Im geschleppten Betrieb wird der Forschungsmotor durch eine elektrische Antriebsmaschine auf einer konstanten Drehzahl gehalten. Es findet ein Ladungswechsel über die Ventile statt und die angesaugte Luft wird verdichtet. Dabei wird über die Drosselklappe bei allen Betriebspunkten ein Verdichtungsenddruck von 10 bar eingestellt. Es erfolgen keine Einspritzung von Kraftstoff und keine Zündung. Dadurch besteht ein deutlich reduzierter Temperatureintrag im Vergleich zum gefeuerten Motorbetrieb. Außerdem ist der Einfluss der Gaskräfte, vor allem im Bereich des ZOT, stark reduziert. Diese Art der Untersuchung lässt Rückschlüsse auf das Schwingungsverhalten der Riemensysteme zu, ohne dass diese mit Störgrößen aus dem gefeuerten Motorbetrieb überlagert werden.

Für ein breites Drehzahlband wird die mittlere Schwingungsbreite analysiert. In Drehzahlstufen von 100 1/min werden jeweils 120 Arbeitsspiele aufgezeichnet und ausgewertet. Zu jeder Kurbelwellenstellung wird der Maximale, sowie der Minimale Messwert der Kraftsensoren ermittelt. Die Differenz dieser Werte ergibt die Schwingungsbreite an genau dieser Kurbelwellenstellung. Durch Mittelung der Schwingungsbreiten aller erfassten Kurbelwellenstellungen wird die mittlere Schwingungsbreite einer jeden Drehzahlstufe bestimmt. Die detaillierte Herleitung zur Ermittlung der Schwingungsbreite und der im Folgenden beschriebenen Campbell Diagramme ist in [8] beschrieben. In Abb. 8 ist die mittlere Schwingungsbreite der beiden Riemensysteme sowie die Differenz über die verschiedenen Drehzahlstufen von 700 1/min bis 3100 1/min dargestellt.

Abb. 8
figure 8

Mittlere Schwingungsbreite der Riemensysteme im geschleppten Betrieb

Die mittlere Schwingungsbreite nimmt mit steigender Motordrehzahl zu. Grund dafür sind die mit zunehmender Drehzahl steigenden Massenkräfte aus dem Kurbeltrieb und dem Massenausgleich und die damit verbundene höhere Schwingungsanregung.

Der Vergleich der beiden Riemensysteme zeigt bis ca. 1500 1/min kaum Unterschiede zwischen dem geradverzahnten und dem doppelschrägverzahnten System. Darüber nimmt die Differenz der beiden Systeme mit steigender Drehzahl zu. Bei 3100 1/min, der größten gemessenen Drehzahlstufe, liegt die mittlere Schwingungsbreite bei Verwendung des doppelschrägverzahnten Riementriebs um 8,6 N unter der mittleren Schwingungsbreite des Ausgangssystems mit geradverzahntem Riementrieb. Das entspricht einer um 22 % reduzierten mittleren Schwingungsbreite. Gemittelt über alle Drehzahlstufen beträgt die Reduzierung der mittleren Schwingungsbreite 2,6 N bzw. 15,7 %. Das doppelschrägverzahnte Riemensystem mit kontinuierlichem Zahneingriff erweist sich als deutlich vorteilhaft hinsichtlich der Schwingungsanregung im Untersuchungsbereich des Forschungsmotors. Durch den reduzierten Polygoneffekt werden die Schwingungen aus dem Riementrieb verringert. Trotz der zwei noch im System verbliebenen Riemenantriebe mit geradverzahnten Riemen, kann bereits ein deutlicher Vorteil durch den Einsatz der doppelschrägverzahnten Riemensysteme festgestellt werden.

Um das Schwingungsverhalten der Riemensysteme im Detail zu analysieren, erfolgt eine Betrachtung durch schnelle Fourier-Transformation (FFT) anhand von Campbell-Diagrammen. Dabei wird analog zu einem Spektrogramm die Frequenz über die Motordrehzahl aufgetragen. Zusätzlich wird eine Farbskala eingeführt, um die Amplitude der Schwingungen für jede Drehzahlstufe und in Abhängigkeit der Frequenz darzustellen. Die Campbell-Diagramme für den geschleppten Motorbetrieb der beiden Riemensysteme sind in Abb. 9 dargestellt.

Abb. 9
figure 9

Campbell-Diagramme der Riementriebe. Unten: Geradverzahnung. Oben: Doppelschrägverzahnung

Die Farbskala der Amplitude reicht von 0 bis 5 N. Erreichen einzelne Schwingungsanteile höhere Werte, erfolgt deren Darstellung durch eine größere Strichstärke bei maximalem Farbwert. Zusätzlich sind in den Diagrammen vielfache Motorordnungen dargestellt. Dabei steht jede schräg verlaufende, mit steigender Drehzahl ansteigende Linie für eine Motorordnung. Jeweils jede 10. Motorordnung ist durch eine schwarze Linie gekennzeichnet, die restlichen Motorordnungen sind grau dargestellt. Beim geradverzahnten Riemensystem sind Anregungen auf der 24. und auf der 30. Motorordnung vorhanden, die im Campbell-Diagramm der Doppelschrägverzahnung nicht auftreten. Die Anregungen sind vor allem im Bereich hoher Drehzahlen bemerkbar, wo die entsprechenden Motorordnungen die Motoreigenfrequenz treffen. Die Anregungen auf der 24. und der 30. Ordnung des geradverzahnten Systems sind auf die Riementriebe zurückzuführen. Die Riemenscheibe des Steuertriebs an der Kurbelwelle besitzt 24 Zähne. Die Riemenscheibe zur Anbindung des Massenausgleichs besitzt 30 Zähne. Da im System mit doppelschrägverzahnten Riemen keine Riemenscheiben mit dieser Anzahl an Zähnen vorkommen, treten auf diesen Motorordnungen hier keine Anregungen auf, die durch den geradverzahnten Riemen verursacht werden. Die Riemenscheiben der doppelschrägverzahnten Systeme besitzen an der Kurbelwelle 32 und 38 Zähne. Durch den kontinuierlichen Zahneingriff des doppelschrägverzahnten Riementriebs treten auf der 32. und 38. Motorordnung keine Anregungen durch die Riementriebe auf. Bei beiden Riemensystemen ist eine Anregung auf der 36. Motorordnung vorhanden. Diese Anregung entsteht durch den Massenausgleich. Die Ausgleichswellen der zweiten Ordnung rotieren mit doppelter Geschwindigkeit im Vergleich zu den Ausgleichswellen erster Ordnung. Die Übersetzung erfolgt mit Riemenscheiben mit 72 bzw. 36 Zähnen. Auf der sehr hohen Motorordnung 72 ist keine Anregung zu erkennen, die 36. Motorordnung zeigt allerdings eine hohe Anregung. Grund dafür ist, dass beide Ausgleichswellen der zweiten Ordnung über solche Riemenscheiben angetrieben werden und gleichzeitig auch die Riemenscheiben zur Drehrichtungsumkehr diese Zähnezahl besitzen. Beim Einsatz des doppelschrägverzahnten Riemens ist auf dieser 36. Motorordnung eine Zunahme der Anregung zu erkennen. Diese basiert auf der im Vergleich zum geradverzahnten Riemen höheren Steifigkeit des doppelschrägverzahnten Systems. Bauartbedingt sind diese Riemen steifer, als die bislang am Motor eingesetzten Riementriebe. Dadurch werden Störungen aus dem Massenausgleich, die insbesondere auf der 36. Motorordnung liegen verstärkt auf das Gesamtsystem übertragen. Ein Austausch dieses Riemens durch doppelschrägverzahnte Riemen ist bislang nicht möglich, da Aufgrund der Drehrichtungsumkehr ein Riemen eingesetzt werden muss, der auf beiden Seiten eine Verzahnung aufweist. Dies ist mit doppelschrägverzahnten Riemen am vorhandenen Forschungsmotor bislang nicht umsetzbar.

Der Riementrieb der Nockenwellen ist mit einem geradverzahnten Riemen mit einer Profilteilung von 5 mm ausgestattet. Die Zahnscheiben besitzen jeweils 40 Zähne. Da die Nockenwellen nur mit halber Kurbelwellendrehzahl angetrieben werden, wird für diesen Riementrieb eine Anregung auf der 20. Motorordnung erwartet. Auf dieser Motorordnung ist keine Anregung zu erkennen. Durch den vom Reibkraftmesssystem entkoppelten Zylinderkopf und die sehr geringen Antriebsleistungen stellt dieser Riementrieb keine signifikante Quelle für Schwingungsanregung dar. Im Bereich hoher Drehzahlen tritt außerdem eine Anregung, unabhängig von Motorordnungen, im Bereich zwischen 1100 und 1200 Hz auf. Dies ist der Bereich der Motoreigenfrequenz und sollte im Untersuchungsbereich vermieden werden. Auftretende Störungen in diesem Bereich werden zusätzlich durch einen Tiefpassfilter mit Grenzfrequenz 1000 Hz eliminiert.

4.2 Gefeuerter Motorbetrieb

Neben den geschleppten Messungen ist vor allem der gefeuerte Motorbetrieb von großer Bedeutung für die Untersuchung von Reibungsverlusten. Viele Effekte können erst im gefeuerten Betrieb beobachtet werden, wenn durch die Verbrennung von Kraftstoff deutlich höhere Temperaturen und Drücke auf die Komponenten der Kolbengruppe einwirken. Deshalb sollen Verbesserungsmaßnahmen am Forschungsmotor stets insbesondere den gefeuerten Betrieb betreffen. Da der Störgrößeneinfluss im gefeuerten Betrieb um ein vielfaches höher ist als bei geschlepptem Motor, können Verbesserungsmaßnahmen unter Umständen nicht eindeutig zugeordnet werden. Zudem muss bei der Bewertung von Maßnahmen neben der Drehzahl, auch die Motorlast berücksichtigt werden. Die Bewertung des Einflusses durch den Riementrieb erfolgt im gefeuerten Betrieb durch die Betrachtung der mittleren Schwingungsbreite. Da im Versuchsbetrieb vor allem die Laststufen bei 3 bar, 6 bar und 8 bar indiziertem Mitteldruck betrachtet werden, erfolgt der Vergleich der Riemensysteme ebenfalls bei diesen Lasten. Diese Lasten werden jeweils bei vier Drehzahlstufen 1000 1/min, 1500 1/min, 2000 1/min und 2500 1/min betrachtet. Das Ergebnis des Vergleichs zwischen Geradverzahnung und Doppelschrägverzahnung ist in Abb. 10 dargestellt. Neben der mittleren Schwingungsbreiten der Riemensysteme ist jeweils auch die Differenz der mittleren Schwingungsbreite (blau) dargestellt. Die mittlere Schwingungsbreite ist jeweils über die Drehzahlstufe aufgetragen. Neben den drei Laststufen (a, b und c) ist außerdem die durchschnittliche mittlere Schwingungsbreite aller untersuchten Laststufen (d) dargestellt.

Abb. 10
figure 10

Mittlere Schwingungsbreite der Riementriebe in Abhängigkeit der Motorlast und im Durchschnitt über alle Lasten

Bei hohen Drehzahlen ab 2000 1/min liegt kaum eine Lastabhängigkeit der mittleren Schwingungsbreite vor. Dieser Effekt ist unabhängig vom verwendeten Riementrieb. Lediglich bei geringen Drehzahlen ist eine generelle Lastabhängigkeit des Riemens festzustellen. Dabei steigt die mittlere Schwingungsbreite mit steigender Motorlast. Der Vergleich der beiden Riemensysteme zeigt ebenfalls kaum Auswirkungen bezüglich der Motorlast. Das System mit den doppelschrägverzahnten Riemen zeigt nahezu im gesamten Untersuchungsbereich eine um 2 N bis 5 N reduzierte mittlere Schwingungsbreite, verglichen mit dem geradverzahnten Riementrieb. Lediglich bei hohen Lasten ab 8 bar indiziertem Mitteldruck (c) und geringen Drehzahlen um 1000 1/min sind keine Unterschiede zwischen den beiden Riemensystemen festzustellen. Insgesamt wird dieselbe Drehzahlabhängigkeit wie im geschleppten Betrieb festgestellt: Mit steigender Motordrehzahl nimmt der Unterschied zwischen den Riementrieben zu. Der maximale Vorteil der Doppelschrägverzahnung tritt insgesamt bei der höchsten Drehzahlstufe von 2500 1/min auf. Lediglich bei einer Last von 8 bar pmi tritt der maximale Vorteil bereits bei 2000 1/min auf. Im Vergleich zu den geschleppten Messungen treten aber auch im Bereich von 1500 1/min und darunter Vorteile für die Doppelschrägverzahnung auf. Für die wichtigen Messungen im gefeuerten Betrieb entsteht deshalb ebenfalls ein Vorteil hinsichtlich Schwingungsanregung durch das doppelschrägverzahnte Riemensystem. Während im geschleppten Betrieb erst ab einer Drehzahl von 1500 1/min Vorteile festgestellt werden entstehen im gefeuerten Betrieb bereits bei geringeren Drehzahlen Unterschiede zwischen den Riemensystemen. Diese sind vor allem auf die zur Analyse herangezogenen Kraftsignale zurückzuführen. Im gefeuerten Betrieb entstehen deutlich höhere Reibkräfte als im geschleppten Betrieb. Die Störgrößen aus der Verbrennung sind groß. Bei einer isolierten Betrachtung der Schwingungen durch Schwingungssensoren könnte dieser Einfluss bestimmt werden. Dazu müssten weitere Motorversuche mit entsprechender Sensorik durchgeführt werden.

Um die Auswirkungen der Doppelschrägverzahnung auf das Ergebnis der Reibkraftmessung zu bewerten, wurden die Messergebnisse der Rohmessdaten einer Kraftmessdose exemplarisch am Betriebspunkt bei 2000 1/min und 6 bar indiziertem Mitteldruck analysiert. Die Verläufe der Rohsignale beider Riemensysteme sind in Abb. 11 dargestellt.

Abb. 11
figure 11

Rohsignal einer Kraftmessdose. Oben: Gesamtes Arbeitsspiel. Unten: drei Bereiche des Arbeitsspiels. Vergleich des Schwingungseinflusses der Riementriebe am Betriebspunkt 2000 1/min und 6 bar pmi

Die Verläufe sind nur bedingt geeignet, Aussagen über das Reibverhalten der Kolbengruppe zu treffen. Die Rohdaten müssen dazu noch weiter aufbereitet werden. So muss im weiteren Verlauf der Datennachbereitung etwa eine Ausrichtung der Kurven erfolgen, da piezoelektrische Sensoren prinzipbedingt keinen plausiblen Nullpunkt aufweisen. Außerdem müssen verschiedene Störgrößeneinflüsse wie etwa der Kurbelgehäusedruck, der auf das Kraftmesssystem wirkt kompensiert werden. Für die Bewertung der beiden Riemensysteme hinsichtlich ihres Schwingungsverhaltens eignen sich hingegen vor allem die gezeigten Rohkurven. Da im Rahmen dieser Arbeit vor allem die Auswirkung der betrachteten Riementriebe auf das Schwingungsverhalten des Systems untersucht wird, werden die final ausgewerteten Reibkraftverläufe nicht betrachtet.

In Abb. 11 (a) ist der Rohsignalverlauf einer Kraftmessdose über ein gesamtes Arbeitsspiel dargestellt. Bereits hier lässt sich ein stellenweise deutlich reduziertes Schwingungsverhalten bei Einsatz der Doppelschrägverzahnung beobachten. In den Abschnitten (b), (c) und (d) sind einzelne Ausschnitte des Arbeitsspiels dargestellt. Die Frequenz der auftretenden Schwingungen ist bei beiden Riemensystemen nahezu gleich, die Amplitude der Schwingungen ist beim doppelschrägverzahnten System allerdings teilweise deutlich reduziert. Im Bereich (d) ist die Schwingungsamplitude um bis zu 55 % geringer, im Bereich (b) bis zu 75 %. Insgesamt besteht auch hier die positive Wirkung des doppelschrägverzahnten Riemensystems. Dadurch bestätigt sich die eingangs beschriebene Hypothese, dass der doppelschrägverzahnte Riementrieb Aufgrund des kontinuierlichen Zahneingriffs den Störgrößeneinfluss bei der Floating-Liner Methode reduziert. Der Effekt hat insbesondere Einfluss auf das Rohsignal. Da während der Datenauswertung bei diesen Systemen üblicherweise eine aufwendige Nachbereitung der Messdaten erforderlich ist, reduziert sich der Effekt auf die finalen Messergebnisse. Grund dafür sind vor allem die zum Einsatz kommenden Filtermethoden. Da einige Störgrößen durch die Optimierung des Riementriebs aber bereits im Rohsignal eliminiert werden, kann im Anschluss auch die Datennachbereitung verbessert werden. In Summe ist dadurch ein stabileres Messsignal und eine höhere Reproduzierbarkeit der Reibkraftmessung zu erwarten. Der Einsatz des doppelschrägverzahnten Riementriebs ist somit Wegbereiter für die weitere Optimierung der Auswerteroutinen. Zur genauen Quantifizierung des Effekts sind weitere Untersuchungen in diesem Bereich nötig. Insbesondere bei hohen Drehzahlen sind Verbesserungen zu erwarten. Damit trägt der Einsatz dieses Riementriebs dazu bei, künftig den Betriebsbereich von Floating-Liner Motoren hin zu höheren Drehzahlen zu erweitern.

5 Zusammenfassung und Ausblick

Der Einsatz von doppelschrägverzahnten Riemen reduziert die mittlere Schwingungsbreite des Kraftsignals beim untersuchten Floating-Liner Motor im Drehzahlbereich von 700 1/min bis 3100 1/min um durchschnittlich 15,7 % bei geschlepptem Motorbetrieb. Der Vorteil des doppelschrägverzahnten Riemens nimmt mit steigender Motordrehzahl zu. Die genauere Analyse mit schneller Fourier-Transformation und Campbell-Diagramm zeigt einen Rückgang des Schwingungseinflusses durch den Riementrieb bei Verwendung doppelschrägverzahnter Riemen. Anregungen auf Motorordnungen, die einem Vielfachen der Zähnezahl der eingesetzten Riemenscheiben entsprechen, können damit im Rohsignal bereits effektiv eliminiert werden. Im gefeuerten und somit für Messungen relevanten Motorbetrieb können diese Ergebnisse bestätigt werden. Auch hier ist die mittlere Schwingungsbreite bei Verwendung des doppelschrägverzahnten Riementriebs um bis zu 20 % geringer als im Referenzsystem mit geradverzahnten Riemen. Die Amplitude der im Kraftsignal auftretenden Schwingungen kann durch den neuen Riementrieb teilweise deutlich um bis zu 75 % reduziert werden. Somit trägt der Einsatz von doppelschrägverzahnten Riemen zur Verbesserung der Signalqualität der Reibkraftmessung bei. Eine Messung des Riemeneinflusses mit direkter Schwingungsmessung am Motor könnte bei weiteren Untersuchungen eine Sensitivitätsanalyse ermöglichen. Die Gegenüberstellung der dann zu erwartenden Reduktion der Schwingungsamplitude und der Reduktion in der Kraftmessung würde das Verständnis weiter erhöhen, welchen Einfluss der Riementrieb auf das Kraftmesssignal hat. Dazu sind weitere Motorversuche im Rahmen zukünftiger Messkampagnen an Floating-Liner Motoren nötig. Durch die verbesserte Qualität im Rohsignal sollte weiterhin untersucht werden, inwiefern sich die Auswertung der Messdaten optimieren lässt. Auch hier sind weitere Motorversuche am betrachteten System nötig.

Bei der Auslegung von Reibkraftmesssystemen stellen Riemensysteme mit kontinuierlichem Zahneingriff eine gute Möglichkeit dar, die Messgenauigkeit zu verbessern. Solche Systeme bieten vor allem bei hohen Drehzahlen Vorteile gegenüber geradverzahnten Riementrieben. Da Floating-Liner Motoren in der Regel durch ihren Aufbau im Drehzahlbereich nach oben begrenzt sind, können Riemensysteme mit kontinuierlichem Zahneingriff dazu beitragen, künftig den Betriebsbereich solcher Motoren und damit den Untersuchungsbereich der Reibkraftmessung hin zu höheren Drehzahlen zu erweitern.