KFZ-Technik Grundzüge - Institut für Fahrzeugantriebe

Transcription

-I-
INSTITUT FÜR FAHRZEUGANTRIEBE
UND AUTOMOBILTECHINK
TECHNISCHE UNIVERSITÄT WIEN
Skriptum zur Vorlesung
315.282
KFZ-Technik
Grundzüge
ab SS 2010
Prof. Dr. B. GERINGER
Feb. 2010
KFZ Bau - Grundzüge
B 10009
-II-
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Instituts:
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Feb. 2010
B 10009
-IIIVorwort zur Vorlesung:
KFZ-Technik Grundzüge
315.282
Stand: SS 2010
Dieses Skriptum soll als Leitfaden zur Vorlesung „Kraftfahrzeugtechnik – Grundzüge“
dienen. Es stellt kein Lehrbuch dar, sondern ist als Hilfsmittel beim Besuch der
Vorlesung zu sehen. Zum leichteren Auffinden einzelner Begriffe ist diesem Skriptum
ein Sachwortverzeichnis angefügt.
Wegen der besonderen Bedeutung der englischen Sprache sind wichtige technische
Begriffe auch englisch angegeben.
Vorgetragen und geprüft wird ab SS 2010 nach den hier vorliegenden Unterlagen.
Weder das Manuskript noch ein Buch können den Besuch der Vorlesung ersetzen.
Es ist erwiesen, dass die autodidaktische Einarbeitung auf Grund schriftlicher
Unterlagen mehr Zeit und Initiative erfordert als der Besuch einer Vorlesung.
Insbesondere bietet die Vorlesung die Möglichkeit des persönlichen Kontaktes mit
der Beantwortung von Fragen falls Unklarheiten bestehen.
Februar 2010
Univ.-Prof. Dr. B. Geringer
Dipl.-Ing. Bernhard Schneeweiss
Feb. 2010
B 10009
-IV-
Inhaltsverzeichnis
1. EINFÜHRUNG (INTRODUCTION) ........................................................... 1
1.1. DEFINITION UND UNTERTEILUNG DER KRAFTFAHRZEUGE
(DEFINITION AND SUBDIVISION OF VEHICLES) ............................................. 1
1.2. HISTORISCHER RÜCKBLICK (HISTORICAL REVIEW) .................................... 2
1.2.1.
Vorindustrielles Zeitalter (Preindustrial era) ............................................... 2
1.2.2.
Zeit der Dampfwagen (Steam car era) ....................................................... 2
1.2.3.
Erste Automobile mit Verbrennungskraftmaschinen (First
automobiles with internal combustion engines) .......................................... 3
1.2.4.
Serienfahrzeuge (Production line vehicles) ................................................ 5
1.2.5.
Österreicher in der Automobilgeschichte (Austrians in
automobile history) ..................................................................................... 6
1.3. WIRTSCHAFTLICHE BEDEUTUNG DES AUTOMOBILS
(ECONOMIC IMPORTANCE) ............................................................................... 9
1.3.1.
Überblick .................................................................................................... 9
1.3.2.
Automobilindustrie in Österreich............................................................... 10
1.4. GESELLSCHAFTSPOLITISCHE BEDEUTUNG DES
AUTOMOBILS (SOCIAL SIGNIFICANCE OF THE AUTOMOBILE) ................. 11
1.5. UMWELTBELASTUNG DURCH KRAFTFAHRZEUGE
(ENVIRONMENT PROBLEMS CAUSED BY ROAD TRAFFIC
VEHICLES)......................................................................................................... 14
2. FAHRMECHANIK (DRIVING MECHANICS) .......................................... 22
2.1. REIBUNGSVERHÄLTNIS REIFEN-STRAßE (FRICTION
RELATION BETWEEN TIRE AND ROAD SURFACE) ...................................... 22
2.1.1.
Der Reifen (Tyre (eng.); Tire (amerik.)) .................................................... 22
2.1.1.1. Aufbau eines Reifens (Tire design) ......................................................... 22
2.1.1.2. Kennzeichnung der Reifen (Tire marking) ............................................... 29
Feb. 2010
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-V2.1.1.3. Reifenprofil (tread) .................................................................................. 31
2.1.1.4. Reifenverschleiß (tread wear) ................................................................. 32
2.1.1.5. Reifendruckkontrollsysteme .................................................................... 34
2.1.1.6. Reifenkonzepte mit Notlaufeigenschaften (tires with
emergency running properties) ............................................................... 35
2.1.1.7. Lärmentwicklung durch den Reifen (Tire noise) ...................................... 37
2.1.2.
Die Felge (rim).......................................................................................... 43
2.1.3.
Übertragung von Kräften durch den Reifen (transmission of
forces by the tire)...................................................................................... 46
2.1.3.1. Radlast und Reifenfederrate (wheel load and tire spring rate)................. 46
2.1.3.2. Übertragung von Umfangskräften (transmission of
longitudinal forces) .................................................................................. 49
2.1.3.3. Übertragung von Seitenkräften (transmission of lateral
forces) .................................................................................................... 53
2.1.3.4. Reifenkennfeld (Diagram of tire characteristics) ...................................... 55
2.1.3.5. Aquaplaning............................................................................................ 59
2.2. ANTRIEBSLEISTUNG UND FAHRWIDERSTÄNDE (DRIVING
POWER AND TRACTIVE RESISTANCE) ......................................................... 63
2.2.1.
Rollwiderstand (rolling resistance)............................................................ 63
2.2.2.
Luftwiderstand (Aerodynamic drag, air resistance) .................................. 66
2.2.2.1. Berechnung ............................................................................................ 66
2.2.2.2. Einflussgrößen auf den Luftwiderstand (influences on air
resistance) .............................................................................................. 68
2.2.3.
Steigungswiderstand (Climbing resistance) ............................................. 76
2.2.4.
Beschleunigungswiderstand (Acceleration resistance) ............................ 77
2.2.5.
Gesamtwiderstand, Moment an den Antriebsrädern (Total
resistance, Drive torque) .......................................................................... 79
2.2.6.
Fahrzustandsschaubild (Diagram of Driving Conditions).......................... 80
2.3. FAHRDYNAMIK DES KRAFTFAHRZEUGES (DRIVING
DYNAMICS OF THE VEHICLE) ......................................................................... 83
Feb. 2010
B 10009
-VI2.3.1.
Aufgaben der Radaufhängung (requirements of the wheel
suspension) .............................................................................................. 83
2.3.2.
Schwingungen des Wagenkastens .......................................................... 83
2.3.3.
Fahrwerk – Begriffsdefinitionen (chassis – terms and
definitions) ................................................................................................ 84
2.3.3.1. Konstruktionslage (design position) ........................................................ 84
2.3.3.2. Radaufstandspunkt (wheel contact point) ............................................... 84
2.3.3.3. Radstand, Spurweite (wheelbase, track) ................................................. 85
2.3.3.4. Radstellung (wheel position) ................................................................... 85
2.3.4.
Starrkinematik (kinematics) ...................................................................... 86
2.3.4.1. Momentandrehachse, Querpol, Längspol (Federbewegung
der Räder gegenüber dem Wagenkasten) .............................................. 87
2.3.4.2. Wankzentrum, Wankachse, Nickpol, Nickachse (Bewegung
des Wagenkastens gegenüber der Fahrbahn) ........................................ 90
2.3.4.3. Lenkkinematik (steering kinematics) ....................................................... 94
2.3.5.
Fahrdynamisches Verhalten (driving behaviour) ...................................... 96
2.3.5.1. Übersteuern und Untersteuern (oversteering and
understeering) ........................................................................................ 96
2.3.5.2. Schräglaufwinkel und Radlastdifferenz (slip angle and
dynamic wheel load distribution) ............................................................. 97
2.3.6.
Auslegungskriterien für die kinematischen Achsparameter
(dimensioning the kinematic suspension parameters).............................. 98
2.3.6.1. Radstand, Spurweite .............................................................................. 98
2.3.6.2. Wankzentrum (roll center) ....................................................................... 99
2.3.6.3. Wankachse (roll axis)............................................................................ 100
2.3.6.4. Längspol (longitudinal pole) .................................................................. 100
2.3.6.5. Vorspurwinkel (toe angle) ..................................................................... 102
2.3.6.6. Sturz (camber) ...................................................................................... 102
2.3.6.7. Lenkungsparameter (steering parameters) ........................................... 103
2.3.7.
Feb. 2010
Auslegung der Federraten (dimensioning the spring rates).................... 108
B 10009
-VII2.3.8.
Elastokinematik (elasto-kinematics) ....................................................... 109
2.3.9.
Fahrverhalten bei Seitenwind (driving behaviour under
crosswind conditions) ............................................................................. 110
2.3.10. Überhöhte Fahrbahn (inclined road)....................................................... 111
2.3.11. Berechnung der Fahrzeugneigung bei Kurvenfahrt (calculation
of vehicle pitch in bends) ........................................................................ 113
2.3.11.1.Mechanisches Ersatzsystem (mechanical model) ................................. 113
2.3.11.2.Moment um die Momentanachse (roll axle torque) ............................... 114
2.3.11.3.Rollwinkel des Wagenkastens, Wankmomente (Roll angle of
vehicle body, rolling torque) .................................................................. 115
2.3.11.4.Dynamische Radlasten (Dynamic wheel loads) .................................... 116
3. FAHRZEUGBAUGRUPPEN (VEHICLE ASSEMBLIES) ...................... 117
3.1. RADAUFHÄNGUNG (WHEEL SUSPENSION SYSTEMS) ............................. 117
3.1.1.
Federung (cushioning) ........................................................................... 118
3.1.1.1. Stahlfedern (steel springs) .................................................................... 119
3.1.1.2. Luftfederung (air cushioning) ................................................................ 122
3.1.1.3. Hydropneumatische Federung (hydropneumatic cushioning)............... 125
3.1.2.
Schwingungsdämpfer (vibration absorber) ............................................. 128
3.1.3.
Gelenkstäbe und Lenker (Link struts and arms) ..................................... 132
3.1.4.
Lenkerlagerungen (Link bearings) .......................................................... 133
3.1.5.
Ausführungen von Radaufhängungen (Examples of wheel
suspension systems) .............................................................................. 136
3.1.5.1. Starrachse (Rigid axle) ......................................................................... 137
3.1.5.2. Halbstarrachse ..................................................................................... 143
3.1.5.3. Einzelradaufhängung (Single wheel suspension systems) .................... 146
3.1.5.4. Einzelradaufhängungen – Vorderachsen (front axles) .......................... 147
3.1.5.5. Einzelradaufhängungen – Hinterachsen (real axles) ............................. 156
3.1.6.
Feb. 2010
Geregelte Fahrwerke (Controlled wheel suspension)............................. 166
B 10009
-VIII3.2. LENKUNG (STEERING) .................................................................................. 171
3.2.1.
Aufgaben und Bauformen der Lenkung (requirements of the
steering system) ..................................................................................... 171
3.2.2.
Lenkstrang (steering chain) .................................................................... 172
3.2.3.
Kugelmutter-Lenkgetriebe (recirculating ball steering) ........................... 173
3.2.4.
Zahnstangenlenkgetriebe (rack and pinion steering).............................. 175
3.2.5.
Lenkübersetzung (steering ratio) ............................................................ 177
3.2.6.
Lenkkraftunterstützung (power steering) ................................................ 178
3.2.6.1. Hydraulische Unterstützung (hydraulic power steering) ........................ 179
3.2.6.2. Elektrohydraulische Unterstützung (electrohydraulic power
steering) ............................................................................................... 181
3.2.6.3. Elektromechanische Unterstützung (electromechanic power
steering) ............................................................................................... 182
3.2.7.
Aktive Lenksysteme (active steering) ..................................................... 184
3.2.7.1. Aktivlenkung ......................................................................................... 184
3.2.7.2. Steer-by-wire ........................................................................................ 187
3.2.8.
Allradlenkung ......................................................................................... 188
3.3. BREMSSYSTEME (BRAKE SYSTEMS).......................................................... 191
3.3.1.
Anwendung von Bremsen ...................................................................... 191
3.3.2.
Anforderungen an das Bremssystem ..................................................... 192
3.3.3.
Bremskrafterzeugung und -übertragung................................................. 194
3.3.3.1. Hydraulische Bremse ............................................................................ 194
3.3.3.2. Elektrohydraulische Bremse EHB ......................................................... 195
3.3.3.3. Elektromechanische Bremse ................................................................ 196
3.3.3.4. Druckluftbremse (Air brake system) ...................................................... 198
3.3.3.5. Hybride Bremsanlage – Druckluft-Hydraulik:......................................... 200
3.3.3.6. Hydraulikmedium/ Bremsflüssigkeit: (Hydraulic brake fluid) .................. 202
3.3.4.
Feb. 2010
Einbau im Fahrzeug ............................................................................... 203
B 10009
-IX3.3.5.
Bauarten von Radbremsen (Types of wheel brakes) ............................. 205
3.3.5.1. Trommelbremsen – Bauarten (Drum brakes – types)............................ 205
3.3.5.2. Scheibenbremsen – Bauarten (Disc brakes – types) ............................ 209
3.3.6.
Grundlagen der Bremsenberechnung (Basic elements of
brake calculation) ................................................................................... 217
3.3.6.1. Scheibenbremsen – Grundgleichungen (Disc brakes – basic
equations) ............................................................................................. 218
3.3.6.2. Trommelbremsen – Grundgleichungen (Drum brakes – basic
equations) ............................................................................................. 219
3.3.7.
Bremsassistenzsysteme (Supporting systems) ...................................... 222
3.3.7.1. Bremskraftverstärker (Brake booster) ................................................... 222
3.3.7.2. Antiblockiersystem (ABS) ..................................................................... 225
3.3.7.3. Elektronische Bremskraftverteilung (EBV),
Antriebsschlupfregelung (ASR) ............................................................. 230
3.3.7.4. Elektronisches Stabilitätsprogramm (ESP)............................................ 232
3.3.7.5. Bremsassistent HBA (Brake Assistant) ................................................. 235
3.3.8.
Dauerbremsanlagen (Continuous permanent brake) ............................. 236
3.3.8.1. Retarder ............................................................................................... 237
3.3.8.2. Motorbremse ........................................................................................ 240
3.4. KUPPLUNG (CLUTCH).................................................................................... 241
3.4.1.
Trockenkupplungen (Dry clutches) ......................................................... 243
3.4.2.
Nass- (Halbnass-) Kupplung (Wet- (semi-wet) clutch............................. 248
3.4.3.
Fliehkraftkupplung (centrifugal clutch) .................................................... 249
3.4.4.
Visco – Kupplung (Visco clutch) ............................................................. 250
3.4.5.
Elektromagnetisch betätigte Kupplungen ............................................... 253
3.5. GETRIEBE (TRANSMISSION)......................................................................... 254
3.5.1.
Allgemeines (general) ............................................................................ 254
3.5.2.
Manuell betätigte Stufengetriebe ............................................................ 258
Feb. 2010
B 10009
-X3.5.2.1. Schiebe- oder Schubrad-Getriebe (Sliding gear countershaft
transmission) ........................................................................................ 258
3.5.2.2. Klauengetriebe (Constant mesh countershaft transmission) ................. 259
3.5.2.3. Synchrongetriebe (Synchronised transmission) .................................... 260
3.5.2.4. Motorradgetriebe - sequentielle mechanische Schaltung ...................... 264
3.5.2.5. Schaltsperre und Schaltarretierung (shift lock) ...................................... 265
3.5.3.
Automatische und halbautomatische Getriebe (Automatic and
semi-automatic transmission) ................................................................. 267
3.5.3.1. Wandler-Stufenautomatik ..................................................................... 268
3.5.3.2. CVT-Getriebe (stufenlose Getriebe - Continuously Variable
Transmission) ....................................................................................... 279
3.5.3.3. Automatisierte Schaltgetriebe ASG ....................................................... 282
3.5.3.4. Doppelkupplungsgetriebe ..................................................................... 284
3.5.3.5. Sequentielle Schaltung ......................................................................... 285
3.5.4.
Ausgleichsgetriebe (Differential transmission) ....................................... 286
4. SICHERHEIT IM KRAFTFAHRZEUG (SAFETY IN MOTOR
VEHICLES) .......................................................................................... 291
4.1. PERSONENSCHADEN DURCH VERKEHRSUNFÄLLE................................. 291
4.2. AKTIVE SICHERHEIT ...................................................................................... 294
4.3. PASSIVE SICHERHEIT.................................................................................... 296
4.3.1.
Crashtests und Crashvorschriften .......................................................... 297
4.3.2.
Belastbarkeit des Körpers (Body restraint) ............................................. 302
4.3.3.
Rückhaltevorrichtungen für Passagiere (Restraint system for
passengers) ........................................................................................... 306
4.3.3.1. Gurtsysteme (Seat-belt systems) .......................................................... 307
4.3.3.2. Sicherung von Kindern (Safety for children) .......................................... 311
4.3.4.
Airbag (Airbag) ....................................................................................... 314
4.3.5.
Kopfstützen (Head rests)........................................................................ 321
Feb. 2010
B 10009
-XI4.3.6.
Energieabsorption durch das Fahrzeug ................................................. 322
4.3.6.1. Einfluss der Masse des Fahrzeuges ..................................................... 322
4.3.6.2. Zur Gestaltung von Trägern .................................................................. 324
4.3.6.3. Frontalcrash -Sicherheit ........................................................................ 325
4.3.6.4. Seitenkollision ....................................................................................... 334
4.3.7.
Fußgängerschutz (Pedestrian protection) .............................................. 335
4.3.8.
Sicherheit von Krafträdern (Safety of motorcycles) ................................ 338
4.3.9.
Untersuchung des Crashverhaltens ....................................................... 340
5. LITERATURVERZEICHNIS ................................................................. 344
6. STICHWORTVERZEICHNIS ................................................................ 352
Feb. 2010
B 10009
-1-
1. Einführung (introduction)
1.1.
Definition
und
Unterteilung
der
Kraftfahrzeuge
(Definition and subdivision of vehicles)
Definition des Kraftfahrzeuges:
Ein Fahrzeug, das
•
nicht durch von Menschen oder Tieren geleistete Arbeit, nicht durch Wind oder
Gefälle, sondern durch "technisch freigemachte Energie" (Kraftfahrgesetz)
angetrieben wird und das
•
unabhängig von vorgegebenen Streckenführungen, wie Gleise, fahren kann.
Eine Unterteilung der Kraftfahrzeuge ist nach verschiedenen, praktischen Kriterien
möglich, wie z.B.:
•
Art des Beförderungsgutes (Personen, Güter)
•
Spurart (Einspurig, Zweispurig)
•
Fahrbahnart (Straße, Gelände)
•
Verwendungszweck (PKW, Bus, LKW, Rennfahrzeug, Kranwagen, Traktor,
Rettungsfahrzeug, Panzerfahrzeug)
•
Technische Konfiguration (Frontantrieb, Heckantrieb; Frontmotor, Mittelmotor,
Heckmotor; Anzahl der Achsen; Art des Aufbaues)
Von formaler Bedeutung sind rechtliche Klassifikationen, wie sie von EURichtlinien vorgegeben und in österreichisches Recht übernommen worden sind. So
werden nach der aktuell gültigen Richtlinie „zur Anpassung der Richtlinie
70/156/EWG des Rates zur Angleichung der Rechtsvorschriften der Mitgliedstaaten
über die Betriebserlaubnis für Kraftfahrzeuge und Kraftfahrzeuganhänger an den
technischen Fortschritt“ den verschiedenen Fahrzeuggruppen Buchstaben und
Zahlen für PKW und Busse (M), LKW (N) sowie Anhänger(O), zugeordnet
[EURLEX].
Feb. 2010
B 10009
-2Weiterhin gibt es nationale Normen, wie die ÖNORM, in der Detailregelungen
enthalten sind. Wichtige Kenngrößen von KFZ gemäß ÖNORM V5001 sind
beispielsweise:
•
Fahrzeugaußenabmessungen – Länge / Breite / Höhe,
•
Radstand,
•
Spurweite,
•
Überhanglänge,
•
Rahmenhöhe / Rahmenlänge (bei LKW),
•
Bodenfreiheit
1.2.
1.2.1.
Historischer Rückblick (Historical review)
Vorindustrielles Zeitalter (Preindustrial era)
Im vorindustriellen Zeitalter gab es bereits erste Entwürfe von Leonardo da Vinci und
Albrecht Dürer für durch Muskelkraft oder Windkraft betriebene Fahrzeuge, die zu
dieser Zeit jedoch nicht realisierbar waren..
1.2.2.
Zeit der Dampfwagen (Steam car era)
Unter dem Aspekt der vorher genannten Definition eines Kraftfahrzeuges war 1769
der Dampfwagen von Nicolas Joseph Cugnot (französischer Infanterie-Offizier)
das erste Kraftfahrzeug: 4 Passagiere (Abbildung 1-1), Höchstgeschwindigkeit 9
km/h, Dampf für 12 Minuten Fahrt. Man kann die Zeit der Dampfwagen als erste
Epoche der Entwicklung des KFZ sehen.
Abbildung 1-1: Cugnots Dampfwagen von 1771
Feb. 2010
B 10009
-3Es ist bemerkenswert, dass erstmalig in Frankreich Dampfwagen gebaut wurden und
nicht in England, wo die erste praktisch verwendbare Dampfmaschine 1765 von
James Watt erfunden wurde. In England erfolgte der Einsatz im Bergbau
(Lasthebemaschinen), dann im Dampfschiff, bei der Eisenbahn, danach in
Straßendampfwagen (Dampfomnibus 1831 von Hancock).
1.2.3.
Erste Automobile mit Verbrennungskraftmaschinen
(First
automobiles with internal combustion engines)
Die
zweite
Epoche
der
Entwicklung
ist
die
der
Automobile
mit
Verbrennungskraftmaschinen. Zunächst verwendete man "atmosphärische"
Verbrennungskraftmaschinen (siehe auch Vorlesung Verbrennungskraftmaschinen
- Grundzüge). Hier hat als erster der Schweizer Isaac de Rivaz einen Wagen mit
einer Verbrennungskraftmaschine angetrieben. 1813 fertigte er ein Fahrzeug mit
5,20 m Radstand, Rädern von 2,1 m Durchmesser und einem 1-Zylinder-Motor,
dessen Senkbewegung des Kolbens über eine Stange, Zahnräder, Klinkenzahnräder
etc. auf die Räder übertragen wurde. Dies funktionierte im Prinzip; dem Erfinder
genügte dieser prinzipielle Erfolg und so erlangte dieser Wagen keine praktische
Bedeutung.
Nikolaus August Otto war der Mann, der erkannte, dass man die Gasladung im
Zylinder verdichten und im Augenblick des höchsten Gasdruckes zünden müsse.
Man sagt von ihm mit Recht, dass sein Motor die Zeit der Vorläufer der heutigen
Motoren beendete und die derzeitige Motorentechnik der Welt begründete. Bezogen
auf das KFZ muss allerdings gesagt werden, dass seine Motoren Stationärmotoren
waren.
Carl Benz, 1844 geboren, fuhr am 3. Juli 1886 in Mannheim als erster in der
Öffentlichkeit
mit
einem
Wagen,
der
von
einer
benzingespeisten
Verbrennungskraftmaschine mit Verdichtung angetrieben wurde; Abbildung 1-2.
Feb. 2010
B 10009
-4-
Abbildung 1-2: Fahrzeug von Carl Benz 1886
Dieser Wagen hatte als erster den Charakter eines praktisch nutzbaren
Automobiles, wenn es auch nur drei Räder hatte. Die erste Überlandfahrt erfolgte
durch Frau Berta Benz 1886. Das Automobil in seiner heutigen Form war
geboren.
Ein umstrittener Fall in der Automobilgeschichte ist Siegfried Marcus, ein in Wien
lebender Mecklenburger. Marcus erfuhr vom atmosphärischen Motor von Otto und
baute ebenfalls einen solchen Motor. Er versah den Motor mit zwei Schwungrädern
und baute ihn schließlich auf einen Handwagen auf. Die Schwungräder dienten dabei
als Hinterräder. Das Fahrzeug musste zum Anlassen hochgehoben werden und
wurde bei der "Fahrt" vorne über eine Deichsel manövriert.
Der Wagen von Siegfried Marcus mit Otto-Viertakt-Motor ist 1888 entstanden, also
zwölf Jahre nach Ottos Viertakt-Motor und zwei Jahre nach den Wagen von Benz in
Mannheim und Daimler in Stuttgart. Die "Fahrt" soll aber lediglich 200 m weit
gegangen sein. Abbildung 1-3 zeigt den zweiten Marcus Motorwagen, der 1898 in
Wien und 1900 in Paris gezeigt wurde. Die Konstruktionen von Marcus hatten auf die
Entwicklung von Verbrennungsmotor und KFZ keine nachhaltige Auswirkung.
Feb. 2010
B 10009
-5-
Abbildung 1-3: Motorwagen des Siegfried Marcus
1.2.4.
Serienfahrzeuge (Production line vehicles)
Als dritte Epoche der Entwicklung kann die der Erzeugung serienmäßig
hergestellter KFZ bezeichnet werden. Die ersten Arbeiten zu einem vierrädrigen
Fahrzeug begann Benz 1891; sein erstes Fahrzeug, das 1893 in einer kleinen Serie
gebaut wurde - 6 Jahre lang unverändert - hieß Benz "Victoria" mit den Daten:
Bohrung: ca. 2 l Hubvolumen; 3 PS bei 500 U/min. Fahrzeuggewicht: 650 kg;
Geschwindigkeit 18 km/h; Fahrzeuglänge: 2,9m. Heckmotor, Klotzbremsen auf
Hinterräder, Vollgummireifen.
Gottlieb Daimler, 1834 in Schorndorf bei Stuttgart geboren, hatte an der Gestaltung
des Ottomotors (Produktionsfachmann, Mitarbeiter von Otto) wesentlich mitgewirkt.
In seiner Werkstatt in Cannstatt stellte er später schnell laufende Benzinmotoren her.
Sein erstes Motorfahrzeug war 1885 ein Zweirad, "Motor-Reitwagen"; es war das
erste Motorrad, aber ein Einzelexemplar; Abbildung 1-4.
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Abbildung 1-4: Daimler Reitwagen 1885
Wichtige Namen am Beginn dieser Automobilepoche sind: Panhard & Levassor
(Frankreich, galt um 1900 als einer der ältesten Automobilhersteller der Welt),
Armand Peugeot (Frankreich, Gründer der gleichnamigen Automobilfirma), Albert de
Dion (Frankreich), Renault (Frankreich), Rolls-Royce, Ford.
1.2.5.
Österreicher in der Automobilgeschichte (Austrians in automobile
history)
Als
Beispiel
einer
der
bedeutendsten
Persönlichkeiten
der
neueren
Automobilgeschichte sei Ferdinand Porsche, geb. 1875 in Maffersdorf bei
Reichenberg (Sudetenland), zu dem die TU Wien eine enge Verbindung hat,
erwähnt.
Ferdinand Porsche konstruierte für die Fa. Lohner in Wien ein Fahrzeug, das auf der
Weltausstellung des Jahres 1900 vorgestellt wurde und dort großes Aufsehen
erregte. Die Neuheit bestand in der Beseitigung aller Zwischengetriebe wie
Zahnräder, Riemen, Ketten, Differentiale etc., d.h. in der Herstellung des ersten
transmissionslosen Wagens. Das wurde durch den Einbau von Elektromotoren
in die Naben der Vorderräder erreicht, die damit zugleich Antriebs- und Lenkräder
wurden. Dieser Radnabenmotor machte Ferdinand Porsche, damals 24 Jahre alt, in
der Welt des Automobils bekannt. 1902 folge eine weitere Entwicklung: der LohnerFeb. 2010
B 10009
-7Porsche „Mixte“ (Abbildung 1-5) war das erste serielle Hybridauto mit einem
Verbrennungsmotor und vier Radnaben-Elektromotoren.
Abbildung 1-5: Lohner-Porsche "Mixte"
Ferdinand
Porsche
baute
1907
bei
der
damals
größten
österreichischen
Automobilfabrik Austro-Daimler-Wr.Neustadt erste Wagen mit Benzinantrieb. Er
gründete Ende 1930 in Stuttgart ein eigenes Konstruktionsbüro Eine überaus
fruchtbare Schaffensperiode begann. Mit einem kleinen Mitarbeiterstab wurde in den
ersten zehn Jahren eine Fülle beachtenswerter Konstruktionen durchgeführt.
Ab 1934 wurde im Porsche-Konstruktionsbüro der deutsche Volkswagen („VW
Käfer“) entwickelt. In Abbildung 1-6 sieht man einen der ersten Entwürfe zur
Konstruktion des Volkswagens, Abbildung 1-7 zeigt die Porsche-DrehstabVorderachse (Kurbelachse) mit unabhängig gefederten Rädern.
Feb. 2010
B 10009
-8-
Abbildung 1-6: Erste Entwürfe des
Volkswagens
Abbildung 1-7: Porsche-DrehstabVorderachse
Prof. Robert Eberan von Eberhorst (1902 – 1982) war ebenfalls österreichischer
Ingenieur, und erfolgreich an der Entwicklung der Auto Union Rennwagen der 30er
Jahre des 20. Jahrhundert beteiligt. Prof. Eberan war von 1964 bis 1973
Institutsleiter des IVK an der TU-Wien. Abbildung 1-8 zeigt den für Auto-Union von
Prof. Eberan konstruierten V-16-Zylinder-Motor (Gabelwinkel 45o, Aufladung mit
Rootsgebläse; Hubvolumen 4,36 - 6,33 l; maximale Leistung 295 - 545 PS/4500 5000 min-1).
Abbildung 1-8: Auto-Union Rennmotor
Feb. 2010
B 10009
-9Ein weiterer bedeutender österreichischer Kfz-Ingenieur war Hans Ledwinka,
technischer Direktor von Tatra mit vielen richtungsweisenden Ideen.
1.3.
Wirtschaftliche Bedeutung des Automobils
(Economic
importance)
1.3.1.
Überblick
Mobilität von Menschen und Gütern führt insgesamt zu Produktivitäts-, Wachstumsund Beschäftigungssteigerungen der Gesamtwirtschaft.
Eine Vielzahl von Industriezweigen lebt direkt oder indirekt von der
Automobilindustrie. Die Automobilproduktion wird vielfach als Gradmesser der
Produktion allgemein angesehen. Rückschläge in der Automobilproduktion bedeuten
fast immer Rückschläge in anderen Industriezweigen.
Die PKW-Bestandsentwicklung in einigen ausgewählten Industriestaaten und China
zeigt Abbildung 1-9.
180
160
SUV
[Mio. KFZ]
140
120
100
80
60
40
20
0
1975 1980 1985 1990 1995 2000 2005 2006 2007
USA
Japan
Deutschland
Frankreich
China
Abbildung 1-9: Der PKW Bestand in einigen ausgewählten Ländern [VDA, Katalog d. AR,
Federal Highway Administ.]
Feb. 2010
B 10009
-10-
1.3.2.
Automobilindustrie in Österreich
In Österreich sind ca. 370.000 Arbeitsplätze direkt mit dem Auto verbunden
(Abbildung 1-10).
Abbildung 1-10: Beschäftigte rund um das Automobil 2008 [Fachverband d. KFZ-Industrie
Österreichs]
Aus der Motorisierung resultiert laut Unterlagen der österreichischen Gesellschaft für
Straßenwesen und Prognosen des Wirtschaftsförderungsinstitutes eine jährliche
Steuerleistung von ca. 3 Milliarden Euro, dies ist die drittgrößte Steuerquelle im
Staat.
Nachdem
zu
Beginn
des
20.
Jahrhunderts
eine
Reihe
österreichischer
Automobilfabriken entstanden und verschwunden sind – erwähnt sei Steyr-DaimlerPuch – haben sich zum Ende des 20. Jahrhunderts große Zulieferer und
Motorenwerke etablieren können, wie
•
MAGNA-STEYR Fahrzeugtechnik AG (Oberwaltersdorf/Graz mit Entwicklung
und Auftragsproduktion)
•
MAGNA Powertrain mit Engineering Center in Steyr (Oberösterreich)
•
GM Powertrain Austria (Motoren und Getriebe, Wien-Aspern)
•
BMW - Motoren GmbH Steyr (Entwicklung und Fertigung Dieselmotoren)
Feb. 2010
B 10009
-11•
MAN Nutzfahrzeuge Österreich AG (Entwicklung und Produktion von
leichten und mittelschweren LKW in Steyr und Spezialfahrzeugen in WienLiesing)
Weitere bedeutende Beispiele für Unternehmen in der Automobilbranche sind:
•
Die AVL List GmbH (Entwicklungsdienstleistungen, Prüfstandstechnik, Graz)
•
Krause & Mauser, Wien (Werkzeugmaschinen und Transferstraßen für die
Automobilindustrie)
Darüber hinaus ist Österreich auch ein bedeutender Forschungsstandort im globalen
Automobilbereich.
Früher überstiegen in Österreich die Kosten für Auto-Importe die Erlöse durch
Exporte. So ergaben sich jährlich deutliche Außenhandelsbilanzdefizite. In den
letzten
Jahren
konnte
dank
einer
Vielzahl
von
Fahrzeugzulieferern
und
Auftragsfertigungen dieses Handelsungleichgewicht ausgeglichen werden und ein
Handelsbilanzüberschuss erarbeitet werden (Abbildung 1-11).
Abbildung 1-11: PKW-Importe und Exporte des automotiven Sektors (Teile, Komponenten und
KFZ) 1998-2007 [Fachverband d. KFZ-Industrie Österreichs]
1.4.
Gesellschaftspolitische Bedeutung des Automobils
(Social significance of the automobile)
Die Menschheit steht seit 2 Jahrhunderten unter dem Einfluss der Maschine.
Aber erst der Verbrennungsmotor erwies sich als die Maschine, die an jedem Ort
Feb. 2010
B 10009
-12sofort zur Verfügung steht. Verbrennungsmotoren waren die Voraussetzung für die
Einführung des KFZ. Das Auto erfüllt offenbar wie kein anderes Verkehrsmittel die
Wünsche der Bevölkerung nach individuelle Mobilität wie sich immer wieder in
Befragungen zeigt.
Die gewaltigen Auswirkungen auf die Gesellschaft gehen nicht vom Einzelexemplar
der Erfindung des Verbrennungsmotors aus, es ist die enorm große Zahl der
Motoren und Kraftfahrzeuge, die Änderungen in vielen Bereichen der Gesellschaft
brachte, wie folgende Beispiele zeigen.
Abbildung 1-12 zeigt das Wachstum der Mobilität während der letzten zweihundert
Jahre, ausgedrückt durch die jährlich pro Kopf zurückgelegte Wegstrecke.
Abbildung 1-12: Wachstum der Mobilität [VDIF1]
Wirtschaftsbeherrschend waren früher einzelne Handwerksbetriebe, heute sind es
die Konzerne. Neue Arbeitsgemeinschaften sind entstanden, Abbildung 1-13 zeigt
beispielsweise den weltweiten Produktionsverbund des Volkswagen-Konzerns.
Feb. 2010
B 10009
-13-
Abbildung 1-13: Volkswagen Produktionsstätten [Diercke Weltatlas 2008]
Das durch das KFZ erst mögliche Wohnen außerhalb der Städte, die sogenannte
Stadtflucht hat positive Auswirkungen durch Wohnen in gesünderer Umgebung,
negative Auswirkungen durch die entstehenden Verkehrsprobleme. Im Hinblick auf
Probleme durch unerwünschte Nebenerscheinungen der Technik gilt generell, dass
zur
Erhaltung
gleicher
Lebensqualität
die
Summe
unerwünschter
Nebenerscheinungen konstant bleiben muss. Die Schadstoffemissionen einiger
weniger Kraftfahrzeuge sind z. B. relativ unbedeutend. Mit zunehmender Zahl der
Kraftfahrzeuge müssen aber deren Einzelemissionen so gesenkt werden, dass die
Gesamtumweltbelastung nicht unerwünscht hoch wird. Hier muss der Staat
entsprechende Vorschriften erlassen.
Wirksame Impulse gegen Auswüchse der Technik können nicht vom Einzelnen
kommen, sondern müssen durch Gesetze herbeigeführt werden. "Nicht alles was
technisch möglich ist, ist auch sinnvoll". Zu beachten ist, dass das KFZ nicht nur
als ein Transportmittel, sondern auch als Symbol der "Selbstdarstellung", dessen
Benützung vielfach zum Vergnügen erfolgt, gesehen werden muss. Ein großer Teil
der Argumente, die zum Kauf eines bestimmten Kfz-Modells führen sind
emotioneller, nicht sachlicher Natur. Dies muss bei der Entwicklung, Produktion und
Verkehrsplanung berücksichtigt werden.
Feb. 2010
B 10009
-14Speziell der PKW ist kein rein reales Objekt für den Nutzer sondern im hohen Grade
EMOTIONSOBJEKT.
1.5.
Umweltbelastung durch Kraftfahrzeuge
(Environment
problems caused by road traffic vehicles)
Die Schadstoffemission in Österreich durch verschiedene Emittenten zeigt
Abbildung 1-14. Durch die strengen österreichischen Abgasvorschriften für KFZ
wurden
die
Schadstoffemissionen
von
1980
bis
heute
trotz
steigender
Verkehrsleistung stark abgesenkt:
•
bei den Stickstoffoxyden um knapp 50% (Abbildung 1-15),
•
bei den Partikeln um ca. 50% (Abbildung 1-16),
•
bei den unverbrannten Kohlenwasserstoffen um mehr als 90% (Abbildung
1-17).
•
beim Kohlenmonoxyd um etwa 90% (Abbildung 1-18).
PM2,5 - Bilanz 2005
insgesamt 27,2 [Kilotonnen]
NOx - Bilanz 2005
insgesamt 180 [Kilotonnen]
31 %
NMHC - Bilanz 2005
10 %
15 %
Straßenverkehr
Landwirtschaft und
Off-Road Maschinen
Schiffsverkehr
Flugverkehr
Kraft- u. Heizwerke
Industrie
Kleinverbraucher
Lösungsmittel
CO - Bilanz 2005
12 %
Abbildung 1-14: Anteil des Verkehrs an den Schadstoffemissionen in Österreich 2005
[PUCHER]
Feb. 2010
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-15-
Abbildung 1-15: Entwicklung der Stickstoffoxid (NOx) Emissionen von Personenkraftwagen
und Nutzfahrzeugen in Österreich
Abbildung 1-16: Entwicklung der Partikel (PM) Emissionen von Personenkraftwagen und
Nutzfahrzeugen in Österreich
Feb. 2010
B 10009
-16-
Abbildung 1-17: Entwicklung der Kohlenwasserstoff (HC) Emissionen von Personenkraftwagen
Abbildung 1-18: Entwicklung der Kohlenmonoxid (CO) Emissionen von Personenkraftwagen
Abbildung 1-19 zeigt die Gesamtentwicklung bei der Kohlendioxidemission in
Österreich eine mehr oder weniger stetige Zunahme über Jahrzehnte hinweg. Die
Feb. 2010
B 10009
-17Zunahme während der letzten Jahre ist aber dem Tanktourismus zuzuschreiben, der
derzeit etwa 10% beträgt.
In Abbildung 1-19 und Abbildung 1-20 (Kuchendarstellung für 2006) fällt
•
unter Industrie – Industrie und Zementindustrie Dekarbonatisierung
•
unter Energieerzeuger sind Raffinerie, Kraftwerke, KWK-Anlagen, Heizwerke
und der Verbrauch des Sektors Energie inklusive Netzverlusten zu verstehen.
•
Kleinverbraucher beinhalten: öffentliche und private Dienstleistungen, private
Haushalte und Landwirtschaft.
Abbildung 1-19: Absolute zeitliche Entwicklung der treibhauswirksamen CO2-Emissionen in
Österreich nach Emittentenblöcken.
Feb. 2010
B 10009
-18Aufteilung Österreich 2006
Tanktourismus
10%
Sonstiger
Verkehr
4%
Industrie
23%
Straßenverkehr
18%
Energiesektor
27%
Kleinverbraucher
18%
Abbildung 1-20: Prozentuelle Aufteilung der treibhauswirksamen CO2-Emissionen in
Österreich.
Abbildung 1-21 zeigt die CO2-Flottenemissionen von Neufahrzeugen in Europa.
Daraus
lässt
sich
Tendenz
zur
Abnahme
je
Fahrzeug
ablesen.
Der
Kraftstoffverbrauch sinkt durch die Fortschritte in der Entwicklung um etwa
1,25%/Jahr. Durch die steigende Zahl der KFZ auf den Straßen steigen die
Emissionen jedoch insgesamt an.
Abbildung 1-21: CO2-Emissionen von neu zugelassenen PKW in Europa
Feb. 2010
B 10009
-19Eine weitere negative Begleiterscheinung sind Verkehrsunfälle. Hauptursache ist die
unsachgemäße Benutzung von Kraftfahrzeuge durch den Lenker (Überschätzung
der eigenen Kenntnisse und Fähigkeiten). Die Zahl der Verkehrstoten nimmt aber
aufgrund der verbesserten Sicherheitsmaßnahmen an den Fahrzeugen seit Jahren
kontinuierlich ab (Abbildung 1-22).
Abbildung 1-22: Verkehrsunfälle, Verletzte und Getötete der Jahre 1999-2008 in Österreich
[STATAT]
Ein weiterer Kritikpunkt am Verkehr ist die daraus resultierende Lärmemission. Die
Anzahl der Personen über 15 Jahren, die sich tagsüber und/oder nachts durch Lärm
im Wohnbereich gestört fühlen, zeigt Tabelle 1.1.
Feb. 2010
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-20-
Tabelle 1.1: Anzahl der durch Lärm im Wohnbereich gestörten Personen
davon
Personen,
durch Lärm gestört
insgesamt
insgesamt sehr
nicht durch Lärm
stark mittel geringfügig
stark
gestört
in Prozent
insgesamt
6 601 780
29,1
3,2
6,2 9,8
10,0
70,9
Männlich
3 155 672
28,3
3,2
5,9 9,8
9,5
71,7
Weiblich
3 446 108
29,8
3,2
6,4 9,7
10,4
70,2
Geschlecht
Q: STATISTIK AUSTRIA, Mikrozensus Umweltbedingungen - Umweltverhalten Dezember 2003. Erstellt am:
14.06.2005.
Die Art und Aufteilungen der störenden Lärmquellen zeigt Abbildung 1-23. Man
erkennt in diesem Bild die dominierende Stellung des Verkehrs. Auch wenn sich
Österreichweit weniger als 30% der Bevölkerung überhaupt gestört fühlt, so zeigt
sich die Wichtigkeit, die Schallemissionen weiter zu senken.
Abbildung 1-23: Art und Aufteilungen der störenden Lärmquellen
Feb. 2010
B 10009
-21Die Flächenbeanspruchung für Verkehrseinrichtungen wird ebenfalls von Teilen der
Bevölkerung
immer
wieder
diskutiert;
Abbildung
1-24.
Trotz
geringem
Bevölkerungswachstum steigt der Flächenverbrauch. Fast 4 400 km2 der
österreichischen Bundesfläche sind Bau- und Verkehrsflächen.
Quelle: Regionalinformation der Grundstücksdatenbank (BEV - Bundesamt für Eich- und Vermessungswesen); Stand:
1.1. des jeweiligen Jahres.
Definition: Erfasste Baufläche beinhaltet die Benützungsart "Baufläche" (inkludiert die Nutzungen: Gebäude, befestigt,
unbefestigt, nicht näher unterschieden), die Verkehrsfläche beinhaltet aus der Benützungsart "Sonstige" die Nutzungen
"Straßenanlage" und "Bahnanlage".
Abbildung 1-24: Flächenbeanspruchung in Österreich in km
Feb. 2010
2
B 10009
-22-
2. Fahrmechanik (Driving mechanics)
2.1.
Reibungsverhältnis Reifen-Straße
(Friction relation between
tire and road surface)
2.1.1.
Der Reifen (Tyre (eng.); Tire (amerik.))
Der Reifen ist wie kaum ein anderes Bauteil im KFZ von einer Fülle an oft konträren
Forderungen bei der Zieldefinition behaftet – Abbildung 2-1. Deshalb kann ein realer
ausgeführter Reifen immer nur ein Kompromiss sein, der je nach Einsatzgebiet
optimiert ist (z.B. Winter- oder Sommerreifen; gutes Abrieb- oder Bremsverhalten
etc.).
Abbildung 2-1: Ziele bei der Reifenentwicklung [WALLLAE]
2.1.1.1.
Aufbau eines Reifens (Tire design)
Abbildung 2-2 zeigt den grundsätzlichen Aufbau eines modernen schlauchlosen
Radialreifens (Gürtelreifen).
Feb. 2010
B 10009
-23-
Abbildung 2-2: Schnitt durch einen schlauchlosen PKW – Gürtelreifen [WALLQUE]
Die wichtigsten Teile des Reifens sind:
•
Unterbau oder Karkasse: Festigkeitsträger, der meist aus einer oder mehreren
Lagen gummierten Cordes besteht.
•
Zwischenbau: Zwischen Unterbau und Lauffläche liegende Schicht, die im
Allgemeinen aus gummiertem Cord oder einer Gummischicht besteht.
•
Gürtel
oder
Bandage:
Festigkeitsträger,
der
bei
Radialreifen
die
Umfangskräfte aufnimmt.
•
Lauffläche: Der Teil des Reifens, der bei normaler Fahrweise mit der
Fahrbahn in Berührung kommt. Sie stellt den Kontakt des Reifens mit der
Fahrbahn her. Sie nutzt sich während des Rollens ab und ist in der Regel mit
einem Profil versehen, um besseren Kraftschluss auf nassen Fahrbahnen zu
erreichen.
•
Reifenschulter: Übergang der Lauffläche zur Seitenwand. Zum besseren
Kraftschluss mit der Fahrbahn bei Kurvenfahrt kann die Reifenschulter
profiliert sein.
•
Seitenwand: Ein an den Seiten (Flanken) des Reifens auf den Unterbau
aufgebrachte Gummischicht, die diesen gegen schädliche Einflüsse schützt.
Er kann mit einer Scheuerleiste, mit Zierrippen sowie mit Montagekennlinien
versehen sein.
•
Wulst: Der Wulst (Reifenfuß) wird aus einem oder mehreren Drahtkernen
(Wulstkernen)
Feb. 2010
mit
den
darum
gelegten
Enden
der
Karkasselagen
B 10009
-24(Lagenumschlag) gebildet. Über den Wulst steht der Reifen mit der Felge in
kraftschlüssiger, lösbarer Verbindung.
Innendichtschicht: Gummidichtschicht (auch Innenseele oder Innenplatte
•
genannt), die bei schlauchlosen Reifen die Luftdiffusion von innen nach außen
verhindert.
Die früher üblichen (bis in die 1980er Jahre) Diagonalreifen sind auf Grund der
besseren Gebraucheigenschaften im PKW-Bereich vollständig vom Radialreifen
abgelöst worden.
In der oberen Hälfte von Abbildung 2-3 sieht man die für den Diagonalreifen
typischen gekreuzten Lagen im Unterbau des Reifens. Die Zenitwinkel betragen ca.
35°
-
38°
bei
Normalreifen,
Geschwindigkeitsbereiche.
Neben
bzw.
30°
-
34°
der zulässigen
bei
Reifen
für
höhere
Höchstgeschwindigkeit
des
Diagonalreifens ist auch das Verhältnis von Reifenhöhe und Reifenbreite, für den
Zenitwinkel des Unterbaus maßgeblich. Mit abnehmendem Zenitwinkel steigt die
durch den Reifen übertragbare Seitenkraft an.
Demgegenüber zeigt die untere Hälfte von Abbildung 2-3 den Aufbau des Unterbaus
eines Gürtelreifens. Der mit einem Zenitwinkel von 90° hergestellte Unterbau
dieses Reifens wird zur Erhöhung der Festigkeit und der übertragbaren Kräfte von
einem Gürtel umspannt, der aus Kunstseiden- oder Stahlkord hergestellt wird. Der
Zenitwinkel des Gürtels beträgt 18° - 20° - 24°. Ein Reifen mit Radialkarkasse ohne
Gürtel könnte beim Abrollen nur geringe Seitenkräfte übertragen. Der Gürtel dient
also zur Spurhaltung und stabilisiert zusätzlich die Lauffläche.
Feb. 2010
B 10009
-25-
Abbildung 2-3: Aufbauvergleich zwischen Diagonal- und Radialreifen [WALLQUE]
Den Einfluss des Karkassenfadenwinkels auf die Steifigkeit zeigt schematisch
Abbildung 2-4. Fasern in Längsrichtung ergeben bei Zug- bzw. Biegebelastung in
Pfeilrichtung eine hohe Längs- und Biegesteifigkeit des Reifens. Allerdings ist dieser
in Querrichtung unter Zugbelastung vergleichsweise nachgiebig.
Abbildung 2-4: Einfluss des Karkassenfadenwinkels auf die Steifigkeit [WALLQUE]
Den Vergleich der Druckverteilung in der Aufstandsfläche bei geradeaus
rollenden Reifen zwischen Diagonal- und Radialreifen veranschaulicht Abbildung 2-5.
Feb. 2010
B 10009
-26-
Abbildung 2-5: Vergleich der Druckverteilung in der Aufstandsfläche bei geradeaus rollenden
Reifen [WALLQUE]
Als Vorteil des Gürtelreifens gegenüber dem Diagonalreifen gelten:
•
wesentlich höhere Laufleistung
•
deutlich geringerer Rollwiderstand
•
höhere Tragfähigkeit bei geringerem Gewicht
•
günstigere Aquaplaning-Eigenschaften
•
höherer Kraftschluss bei nasser Fahrbahn
•
höhere übertragbare Seitenkräfte
Als Nachteil des Gürtelreifens gegenüber dem Diagonalreifen gelten:
•
etwas höheres Massenträgheitsmoment
•
höhere
Geräuschentwicklung
durch
geringere
Eigendämpfung
auf
Kopfsteinpflaster
Beide Reifentypen werden in
•
schlauchloser Ausführung oder
•
mit Schlauch hergestellt.
Aus folgenden Gründen werden heute nahezu alle Neufahrzeuge mit schlauchlosen
Reifen ausgerüstet:
•
langsames Entweichen der Luft infolge der elastischen Gummischicht bei
Eindringen von Fremdkörpern
•
keine Gefahr des explosionsartigen Reifenschadens entfällt
•
Fahrbarkeit bleibt bei modernen Reifen sogar in Grenzen erhalten
Feb. 2010
B 10009
-27•
einfachere Montage.
Voraussetzung für schlauchlose Reifen ist die Montage auf einer dafür geeigneten,
also luftdichten Felge mit „Hump“ (Sicherheitsschulter). Höhen/Breiten – Verhältnis
des Reifenquerschnitts ist ein weiteres Kriterium für die Eigenschaften des Reifens;
(Abbildung 2-6). Die Entwicklung des H/B-Verhältnisses zeigt eine deutliche Tendenz
zu immer kleineren Werten, Abbildung 2-7.
Abbildung 2-6: Reifenabmessungen [HIRSCHB]
Abbildung 2-7: Entwicklung des Reifenquerschnittsverhältnisses von PKW-Reifen [HDBKFZ]
Ziel dieser Entwicklung ist u.a. eine Verbesserung der Aufnahme und Übertragung
von Umfangs- und Seitenkräften auf trockener Straße sowie ein schnelleres
Ansprechen der Lenkung.
Vorteile von Niederquerschnittsreifen (kleines Reifenquerschnittsverhältnis) sind:
•
deutliche Steigerung der Seitenführungskräfte
•
Verringerung des Rollwiderstandes
•
größere
Scheiben
–
bzw.
Bremssättel
einbaubar
(größerer
Felgendurchmesser).
Feb. 2010
B 10009
-28Nachteile von Niederquerschnittsreifen sind:
•
verschlechterter Geradeauslauf
•
geringerer Fahrkomfort (härteres Federungsverhalten des Reifen durch
höhere Steifigkeiten von Seitenwand und Gürtel)
•
verstärkte Aquaplaning - Neigung
Reifenwerkstoffe sind schließlich maßgeblich verantwortlich, um die gewünschten
Eigenschaften optimal erreichen zu können; siehe auch z.B. ECE-R30 für PKWReifen.
Karkasse bzw. Gürtel
Für die Karkasse bzw. den Gürtel werden verwendet:
•
Kunstseide,
•
Kunststoffarmide
(weisen
bei
geringem
Gewicht
sehr
gute
Festigkeitseigenschaften auf, sind aber teuer),
•
Nylon, Reyon,
•
Stahl
•
Glas- und Polyestercord.
Protektor, Schulter, Seitengummi, Innenseele - Für die Herstellung werden
eingesetzt:
•
verschiedene Gummimischungen und
•
verschiedene Verstärkermaterialien.
Die Gummimischungen bestehen je nach Verwendung aus unterschiedlichen Kunstkautschuksorten oder in geringem Ausmaß aus Naturkautschuk, wobei
•
Ruß bzw.,
•
Silica als Verstärkungsmaterial eingesetzt werden.
Zur Erzielung der gewünschten Gebrauchs- bzw. Verarbeitungseigenschaften
werden noch folgende Additive eingemischt:
•
Schwefel (Vulkanisation),
•
Beschleuniger (präzise Vulkanisationsführung),
•
Weichmacher (Verarbeitungshilfe),
•
Alterungsschutzmittel(Ozon, Sauerstoff) ....; siehe dazu auch Abbildung 2-8.
Feb. 2010
B 10009
-29Bei
der
Herstellung
eines
Reifens
werden
aus
einer
Vielzahl
von
Mischungsmöglichkeiten üblicherweise 7 -15 verschiedene Gummimischungen
verwendet.
Abbildung 2-8: Gummimischung einer Reifenlauffläche [WALLLAE]
2.1.1.2.
Kennzeichnung der Reifen (Tire marking)
Reifen werden an der Seitenwand des Reifens nach nationalen Normen bzw. ECERegelungen (ECE-R30) gekennzeichnet. ECE Prüfzeichen haben die Form eines
großen E plus der Kennzahl der genehmigenden Behörde in einem Kreis gefolgt von
eine Freigabe Nr., z.B. E4 020 427.
Die vollständige Reifenbezeichnung enthält Angaben zur:
•
Größe,
•
Gattung,
•
Bauart,
•
Ausführung,
•
Geschwindigkeitskategorie sowie evtl.
•
Verwendungszwecks.
•
"SCHLAUCHLOS" oder "TUBELESS". (Reifen mit Schlauch erhalten in der
Regel keine Zusatzkennzeichnung – Pkw-Reifen können den Zusatz "MIT
SCHLAUCH" oder "TUBE TYPE" aufweisen)
Teilweise werden Abmaße in Zoll angegeben (1 Zoll entspricht 25,4 mm).
Feb. 2010
B 10009
-30Beispiel einer Reifenbezeichnung:
185/70 - 15
Hierbei bedeuten:
"185"
Reifenbreite in Millimeter;
"70"
Querschnittsverhältnis H/B in % 1)
"15"
Felgendurchmesser in Zoll.
1) bei Fehlen der Angabe sind es ca. 82%
Die Reifenkennzeichnung erfolgt im metrischen System, z.B.:
Beispiel einer Reifenbezeichnung:
220/55 R 390
Hierbei bedeuten:
Zusätzlich
zur
"R"
Radialbauart;
"390"
Felgendurchmesser in mm;
Reifengrößenbezeichnung
kann
der
Reifen
durch
die
Betriebskennung, bestehend aus
•
Tragfähigkeitskennzahl LI ("Load-Index") und
•
Geschwindigkeitssymbol
SI
("Speed
Symbol"
oder
"Speed
Index")
gekennzeichnet sein.
Die Tragfähigkeitskennzahl ist ein Nummerncode, der die Maximalbelastung angibt,
der
ein
Reifen
bei
der
durch
das
Geschwindigkeitssymbol
gegebenen
Höchstgeschwindigkeit unter festgelegten Betriebsbedingungen ausgesetzt werden
kann. Der Geschwindigkeits-Kennbuchstabe ist eine Codeangabe für die
Referenzgeschwindigkeit, bei der der Reifen die durch die Tragfähigkeits-Kennzahl
definierte Reifentragfähigkeit besitzt.
Feb. 2010
B 10009
-31-
Geschwindigkeits-Kennbuchstabe
Auch
ändert
Höchstgeschwindigkeit
Q
bis 160 km/h
S
bis 180 km/h
T
bis 190 km/h
H
bis 210 km/h
V
bis 240 km/h
W
bis 270 km/h
Y
bis 300 km/h
ZR
> 240 km/h
sich
der
Rollwiderstandsbeiwert
mit
dem
Geschwindigkeits-
Kennbuchstaben bei Radialreifen Abbildung 2-9.
Abbildung 2-9: Rollwiderstandsbeiwerte für verschiedene Radialreifen [WALLLAE]
Prinzipiell sind nur vom Hersteller angegebene Reifen zu verwenden, da Reifen ein
wesentlicher sicherheitsrelevanter Teil sind! Daher existieren auch strenge
gesetzliche Vorgaben.
2.1.1.3.
Reifenprofil (tread)
Je nach Einsatzbereich ist die Lauffläche des Reifens anders profiliert. Beispiele für
Winterreifenprofile und ihre Entwicklung zeigt Abbildung 2-10.
Feb. 2010
B 10009
-32-
Abbildung 2-10: Entwicklung vom Klotz- zum Hochlamellenprofil bei Winterreifen [MUNDL]
Das Reifenprofil besteht aus einer Abfolge eines immer wiederkehrenden Musters
(„Patch“). Bei heutigen Reifen sind die Patches nicht vollständig identisch. Sie
unterscheiden sich in ihrer Länge. Dadurch wird verhindert, dass beim Abrollen des
Reifens nur eine bestimmte Schwingungsfrequenz angeregt wird und der Reifen
dadurch ein monotones Geräusch („Singen“) erzeugt.
2.1.1.4.
Reifenverschleiß (tread wear)
Abbildung 2-11 und Abbildung 2-12 zeigen die starken Einflüsse von Radlast und
Luftdruck auf die Haltbarkeit sowie den großen Einfluss der Reifentemperatur auf die
Haltbarkeit.
Feb. 2010
B 10009
-33-
Abbildung 2-11: Einfluss von Radlast und
Abbildung 2-12: Einfluss der Reifentemperatur
Luftdruck auf die Haltbarkeit[CONTI]
auf die Haltbarkeit[CONTI]
Aus der Art der Abnutzung des Reifenprofils lässt sich erkennen, ob das Fahrwerk
Defekte aufweist, oder ob der Reifendruck nicht dem vorgesehenen Wert entspricht
(Abbildung 2-13).
Abbildung 2-13: Ursachen der Reifenabnutzung [GUMMB5].
Feb. 2010
B 10009
-34-
2.1.1.5.
Reifendruckkontrollsysteme
Der Reifendruck ist eine wichtige Größe für
•
Energieverbrauch (Rollwiderstand)
•
Verkehrssicherheit,
•
Komfort und
•
Lebensdauer des Reifens.
Diese Gründe sprechen für die Verwendung von Reifendruck-Kontrollsystemen, die
im Falle eines plötzlichen Druckabfalls den Fahrer warnen können. Dies kann
zusätzlich die Verkehrssicherheit erhöhen. Abbildung 2-14 zeigt das Gesamtsystem,
Abbildung 2-15 die Bauteile eines solchen Systems.
Abbildung 2-14: Reifendruck-Kontrollsystem der BERU AG [ATZ1]
Feb. 2010
B 10009
-35-
Abbildung 2-15: Bauteile des Tire-Safety Systems zur Reifenluftdrucküberwachung der Firma
Beru [LASTOB]
Einfachere Systeme nutzen die Tatsache, dass ein defekter Reifen meist einen
geringeren Abrollradius besitzt als ein intakter Reifen. Damit stellt sich eine höhere
Drehzahl des defekten Reifens ein. Über die Sensoren des ABS-Systems können
solche typischen Abweichungen gemessen und ein Defekt detektiert werden.
2.1.1.6.
Reifenkonzepte mit Notlaufeigenschaften
(tires with
emergency
running properties)
Reifen mit Notlaufeigenschaften („Runflat-Reifen“) werden verwendet, damit im
Falle eines Defekts ein sicheres Weiterfahren ohne Reifenwechsel möglich ist. In
erster Linie kann dadurch das Mitführen eines Reserverades entfallen und der
dadurch gewonnene Raum im Fahrzeug anderweitig genutzt werden. Trotzdem muss
der Reifen zu einem späteren Zeitpunkt repariert oder ausgetauscht werden.
Ist ein Fahrzeug mit Runflat-Reifen ausgestattet, so ist der zusätzliche Einsatz eines
Reifendruckkontrollsystems zwingend vorgeschrieben, da ein Druckverlust nicht
notwendigerweise immer bemerkt wird.
Feb. 2010
B 10009
-36Systeme mit verstärkter Seitenwand
Bei Druckverlust im Reifen erfolgt die Abstützung der Radnormalkraft an der Felge
nicht mehr über den Luftdruck sondern mechanisch über die Seitenwände des
Reifens (Abbildung 2-16).
Vorteile:
•
Kompatibel mit Standardfelgen
•
Im Defektfall Laufleistung bis 150km bei 80 km/h
•
Reifenmontage und –Demontage ist mit Standardausrüstung möglich
Nachteile:
•
um 15% höheres Gewicht
•
um 5% schlechterer Rollwiderstand
•
Komfort bei regulärer Fahrt schlechter
als bei Standardreifen
Abbildung 2-16: Prinzip des Reifens mit verstärkter Seitenwand [MUNDL]
Feb. 2010
B 10009
-37Systeme mit Stützring
Die Abstützung der Normalkraft erfolgt hier im Druckverlustfall ebenfalls mechanisch,
allerdings über einen Stützring, der im Felgenbett untergebracht ist (Abbildung 2-17).
Hier ist mit weniger Komforteinbußen bei regulärer Fahrt zu rechnen, da die
Seitenwandfederung derjenigen eines Standardreifens entspricht. Einige der im
Markt befindlichen Lösungen erfordern für diese Art von Reifen Spezialfelgen. Ab
einer gewissen Seitenwandhöhe sind Stützringsysteme einfacher zu realisieren als
Systeme mit verstärkter Seitenwand.
Abbildung 2-17: Notlaufeigenschaften durch Stützring [MUNDL]
2.1.1.7.
Lärmentwicklung durch den Reifen (Tire noise)
Durch die Wechselwirkung zwischen Reifen und Fahrbahn werden beim
•
Abrollvorgang Geräusche erzeugt. Zusammen mit den
Feb. 2010
B 10009
-38•
Antriebsgeräusch und
•
aerodynamischen
Geräuschen
bilden
sie
im
Wesentlichen
das
Gesamtgeräusch fahrender Autos.
Zunehmendes Umweltbewusstsein und die fortschreitende Technik im Automobilbau,
die zu einer Abnahme der Antriebs- und Windgeräusche führt, lassen die Bedeutung
der Reifen-Fahrbahn-Geräusche ständig wachsen.
Heute gilt für Reifen-Fahrbahn-Geräusche:
•
PKW
–
hier
bildet
der
Reifen-Fahrbahn-Kontakt
die
dominierende
Geräuschquelle bei konstanten Fahrgeschwindigkeiten über 50 bis 60 km/h.
Bei sog. "lärmarmen"
•
LKW wird bei Geschwindigkeiten um 70 km/h der Punkt erreicht, bei dem
Motor und Reifen die gleichen Geräuschpegel liefern.
Ein lärmarmer LKW bei ca. 60 Km/h ist im Gesamtgeräusch etwa so laut wie ein
PKW bei 110 Km/h.
Nach heutigem Kenntnisstand sind im Wesentlichen drei Mechanismen an der
Entstehung der Geräusche auf trockener Fahrbahn beteiligt:
•
Reifenschwingungen,
•
Luftresonanzen,
•
Luftverdrängung (air pumping), Abbildung 2-18.
Die Schwingungen, besonders im Laufflächenbereich, gelten als Hauptursache für
die Reifen-Fahrbahn-Geräusche. Die Anregung erfolgt hierbei im Wesentlichen durch
•
Fahrbahnunebenheiten. Auch die geometrische Aufteilung des
•
Laufflächenprofils ist für die Geräuschentwicklung von Bedeutung.
Beim schnellen Abrollvorgang werden der Reifen als Ganzes sowie Teile des
Laufflächenprofils zu radialen, tangentialen und in geringerem Maße zu axialen
Schwingungen angeregt; sie strahlen Schallenergie ab.
Feb. 2010
B 10009
-39-
Abbildung 2-18: Gründe für die Entstehung des
Abbildung 2-19: Einfluss des Straßenbelages auf
Reifen-Fahrbahngeräusches [MTZ1]
den Schalldruckpegel [MTZ1]
Die periodische Bewegung einzelner Profilteile bewirkt, dass auch die in den
Profilzwischenräumen befindliche Luft zu Schwingungen angeregt wird. Die
oszillierende Luftsäule emittiert, ähnlich wie eine Pfeife, ein hochfrequentes
Geräusch. Dieses Phänomen wird als Luftresonanzabstrahlung bezeichnet. Da die
Länge der Luftsäulen für die Tonhöhe verantwortlich ist, hängt das erzeugte
Geräuschspektrum von der Profilgestaltung ab.
Der in der Fachliteratur als air pumping bekannte Effekt der Luftverdrängung beruht
auf dem schnellen
•
Komprimieren,
•
Ausstoßen und
•
Wiederansaugen der Luft in bzw. aus den Profilhohlräumen.
Feb. 2010
B 10009
-40-
Neben der geometrischen Ausbildung des Laufflächenprofils wird die Größe dieses
Effektes durch die Straßenoberflächenbeschaffenheit bestimmt. Bei rauhen
Fahrbahnoberflächen
ist
air
pumping
für
die
Geräuschentwicklung
von
untergeordneter Bedeutung, da die Luft durch die zerklüfteten Strukturen der
Fahrbahnoberfläche entweichen kann.
Die
Straßenoberfläche
hat
prinzipiell
großen
Einfluss
auf
die
Rollgeräuschentwicklung Abbildung 2-19. Wenn der Fahrbahnbelag wechselt treten
in einigen Fällen Unterschiede von 12 dB(A) auf, was mehr als einer Verdopplung
der subjektiv empfundenen Lautstärke entspricht. (Eine Schallpegelerhöhung von ca.
8-10 dB(A) ergibt subjektiv empfunden eine Verdoppelung des Lärms.) Stark
verschlissener Betonbelag ist über einen weiten Geschwindigkeitsbereich um ca. 12
dB(A) lauter als eine Asphaltbetondecke. Darüber hinaus sind neue Straßenbeläge
bekannt, die eine weitere Reduzierung der Reifen-Fahrbahn-Geräusche von ca. 5 - 6
dB(A)
erlauben.
Derartige
Beläge,
so
genannter
"Flüsterasphalt"-
oder
"Drainasphalt"- Beläge werden bereits in größerem Umfang eingesetzt und erprobt.
Problematisch ist die größere erforderliche Salzstreumenge um derartige Straßen
eis- und schneefrei zu halten.
Geräuschverminderung wird am Reifen durch die Optimierung des Laufflächenprofils
erreicht, dessen geometrische Gestaltung sich besonders auf die Lästigkeit der
Innengeräusche im Fahrzeug auswirkt. Die entscheidende Einflussgröße stellen
Profilrillen in Umfangsrichtung des Reifens dar. Diese aus Gründen der
Fahrsicherheit auf nasser und winterlicher Straße notwendigen Profileinschnitte
müssen für eine geringe Geräuscherzeugung
•
schmal sein. Ferner sollen die gleichzeitig in die Bodenaufstandsfläche
einlaufenden Rillen
•
kurz sein und einen möglichst
•
kleinen Winkel zur Umfangsrichtung des Reifens einnehmen.
Hier zeigt sich ein Zielkonflikt: Schmale Rillen mit kleinen Winkeln zur Umfangsrichtung sind günstig für das Geräuschverhalten, aber ungeeignet, Aquaplaning zu
verhindern, Abbildung 2-20.
Feb. 2010
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-41-
Abbildung 2-20: Einfluss des Reifenprofiles auf das Reifengeräusch, Profil: mehr Querrillen,
mehr Geräusch [MTZ1]
Der Einfluss von Radlast und Luftdruck auf das Geräuschverhalten des Reifens ist
bei PKW vernachlässigbar, sofern praxisgerechte Werte betrachtet werden. Bei LKW
ist dagegen mit zunehmender Last ein messbarer Einfluss feststellbar.
Stark abhängig sind Reifen-Fahrbahn-Geräusche von der Fahrgeschwindigkeit. Die
Verdoppelung der Geschwindigkeit von beispielsweise 40 auf 80 km/h hat eine
Erhöhung des Schallpegels um 9 dB(A) zur Folge. Dies entspricht fast einer
Verdoppelung der subjektiv empfundenen Lautstärke, Abbildung 2-21.
Derzeit fehlen ein offizielles Testverfahren und Lärmgrenzwerte für höhere
Geschwindigkeiten. Momentan werden Kraftfahrzeuge nach der Methode der
"beschleunigten Vorbeifahrt" bei einer Ausgangsgeschwindigkeit von lediglich 50
km/h geprüft.
Feb. 2010
B 10009
-42-
Abbildung 2-21: Einfluss der Geschwindigkeit auf das Reifengeräusch; Mehr Geschwindigkeit,
mehr Geräusch [MTZ1]
Ein umfangreiches Forschungsprogramm des Instituts für VKM u. KFZ-Bau, TU
Wien, des Inst. für Straßenbau, TU Wien, der Semperit AG, MAN und AVL, bei
welchem untersucht wurde, welche Geräuschverminderung bei PKW und LKW bei
Anwendung aller Verbesserungsmaßnahmen bei Straße, Reifen und Fahrzeug
möglich sind, ergab die Ergebnisse der Abbildung 2-22 und Abbildung 2-23.
Abbildung 2-22: LKW – Beschleunigte Vorbeifahrt (lautester Gang) [POLT]
Feb. 2010
B 10009
-43-
Abbildung 2-23: PKW – Beschleunigte Vorbeifahrt (Mittelwert aus 2. und 3. Gang [SCHWA]
2.1.2.
Die Felge (rim)
Ein komplettes Rad für ein Fahrzeug besteht aus (Abbildung 2-24):
Rad = Felge + Radschüssel.
Abbildung 2-24: Stahlblech-Scheibenrad [Bosch Taschenbuch]
Feb. 2010
B 10009
-44Für PKW werden ausschließlich Tiefbettfelgen nach ÖNORM V5030 verwendet.
Die für die Montage von schlauchlosen Reifen vorgesehenen Felgen besitzen
zusätzlich eine Sicherheitsschulter (Hump), die schlagartiges Luftentweichen bei
Kurvenfahrt und niedrigem Luftdruck im Reifen verhindert.
Im Großserienbau werden sowohl aus Kosten- als auch Sicherheitsgründen
vorwiegend
•
Stahlblech-Felgen verwendet. In den letzten Jahren erfolgt in zunehmendem
Maße aber auch der Einsatz von
•
Leichtmetallgussfelgen (z.B. AlSi 10 Mg) bzw.
•
geschmiedeten Felgen aus Leichtmetall (z.B. Al-MgSi 1 F 32).
•
Geschweißte Felgen
Beispiele von Felgen zeigt Abbildung 2-25.
Gußfelge
Schmiedefelge
Gefertigt
durch Schmiedefelge
Niederdruck-Kokillenguss.
Die
Gussfelge
aus
geschweißte Felge
für
BMW- Aus einem Aluminiumband
3er-Serie wiegt ca 6 kg. Sie geschweißte Felge wiegt
der besteht
aus
der 5,5 kg. Damit kann man 35
Legierung AlSI11Mg wiegt warmgehärteten
bis
11,5 kg.
sparen
Knetlegierung AlMg Si1.
40
%
an
Gewicht
Abbildung 2-25: Beispiele von Rädern [VDINA46]
•
Stahlblech-Felgen sind kostengünstiger
•
Leichtmetall – Felgen erlauben eine Gewichtsersparnis zwischen 15 - 50%
(Al,Mg) gegenüber dem Stahlblechrad, die Herstellungskosten liegen
wesentlich höher.
Feb. 2010
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-45o Wobei wiederum Leichtmetallguss relativ schwer ist;
o geschmiedetes Leichtmetall sehr leicht aber teuer ist.
In letzter Zeit wurden auch für LKW ungeteilte Scheibenräder entwickelt, um die
Vorteile des schlauchlosen Reifens auch bei Nutzfahrzeugen nützen zu können.
Bei
Traktoren
sind
Selbstreinigungseffekte
andere
–
von
Kriterien
–
wie
gute
Zugkraft
und
Relevanz.
Zur
Achslasterhöhung
gute
werden
Wasserfüllungen bis 75% verwendet. Dadurch wandert auch der Schwerpunkt nach
unten.
Abbildung 2-26 zeigt schematisch wichtige Kenngrößen der Felge bzw. des
gesamten Rades (Felge + Reifen).
Abbildung 2-26: Felgenabmessungen [HIRSCHB]
Kennzeichnung von Felgen:
Die erste Zahl gibt die
•
Felgenmaulweite, die letzte Zahl den
Feb. 2010
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-46Felgen-Nenndurchmesser in inch an. Der Buchstabe hinter der ersten Zahl
•
(fehlt z.B. bei Schrägschulterfelgen) kennzeichnet die
•
Felgenhornform. Das Zeichen vor dem Felgendurchmesser gibt die
•
Felgenart an. Bei PKW-Tiefbettfelgen für schlauchlose Reifen charakterisieren
die dem Felgendurchmesser nachfolgenden Kennzeichen die Ausführung der
Sicherheitsschulter. "x" bedeutet einteiliges Rad mit Tiefbettfelge, "-" bedeutet
•
mehrteiliges Rad mit Tiefbettfelge.
2.1.3.
Übertragung von Kräften durch den Reifen (transmission of forces
by the tire)
2.1.3.1.
Das
Radlast und Reifenfederrate (wheel load and tire spring rate)
Reifenfederungsverhalten
-
Federrate
c3
unter
Belastung
durch
die
Radaufstandskraft (Radlast, Hochkraft, Normalkraft) - zeigen Abbildung 2-27,
Abbildung 2-28 und Abbildung 2-29.
c3 =
∆FR
∆s3
(1)
c3 … Reifenfederrate
s3 … statische Eindrückung bzw. Einfederung
FR….Radlast bzw. Hochkraft
Statischer (rstat) und dynamischer (rdyn)Reifenhalbmesser:
rstat = Abstand Mitte Rad zur Fahrbahn; Abbildung 2-30.
rdyn ≥ rstat (bewirkt durch die Dehnung infolge Fliehkraft bei Rotation)
Abrollumfang = rdyn * 2π siehe Abbildung 2-31
Feb. 2010
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-47-
Abbildung 2-27: Statische Federrate [HIRSCHB]
Abbildung 2-28: Dynamische Federrate [HIRSCHB]
Feb. 2010
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-48-
Abbildung 2-29: Federrate in Abhängigkeit von Schräglaufwinkel und Fahrgeschwindigkeit
[HIRSCHB]
Abbildung 2-30: Statischer Reifenhalbmesser[HIRSCHB]
Feb. 2010
B 10009
-49-
Abbildung 2-31: Änderung des Abrollumfanges in Abhängigkeit von Geschwindigkeit und
Radlast [HIRSCHB]
2.1.3.2.
Übertragung von Umfangskräften (transmission of longitudinal forces)
Die Übertragung einer Umfangskraft ist nur bei Schlupf möglich.
Definition des Schlupfes:
Je nach Art des in das Rad eingeleiteten Momentes unterscheidet man AntriebsSchlupf oder Brems-Schlupf.
Antriebs − Schlupf =
Radumfangsgeschwindigkeit − Fahrzeuggeschwindigkeit
Radumfangsgeschwindigkeit
Brems − Schlupf =
Fahrzeuggeschwindigkeit − Radumfangsgeschwindigkeit
Fahrzeuggeschwindigkeit
Antriebs-Schlupf:
σs,T = (s0 - sT)/s0 , 0< σs,T <1
(2)
Brems-Schlupf:
σs,B = (sB - s0)/sB , 0< σs,B <1
(3)
Feb. 2010
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-50mit:
so
ohne Umfangskraft vom Radmittel pro Felgenumdrehung zurückgelegter Weg
sT
bei einer Treib-Umfangskraft pro Felgenumdrehung zurückgelegter Weg
sB
bei einer Brems-Umfangskraft pro Felgenumdrehung zurückgelegter Weg
Die übertragbare Umfangskraft ist definitionsgemäß abhängig von der Radlast und
dem Reibkoeffizienten zwischen Fahrbahn und Reifen:
U = µ* P
(4)
P
... vertikale Radlast (anteiliges Fahrzeuggewicht)
μ
... Reibkoeffizient (auch: Kraftschlussbeiwert, Reibungszahl)
Der Reibkoeffizient μ ist abhängig von:
•
Schlupf zwischen Reifen und Fahrbahn (Abbildung 2-32, Abbildung 2-33 ,
Abbildung 2-35), mit den Kenngrößen μmax („maximaler Reibkoeffizient“ - bei
etwa 20% Schlupf) und μG („Gleitreibungskoeffizient“ - bei 100% Schlupf)
•
Fahrbahnzustand (Abbildung 2-33, Abbildung 2-34)
•
Fahrzeuggeschwindigkeit (Abbildung 2-34, Abbildung 2-35)
Abbildung 2-32: Reibkoeffizient in Abhängigkeit vom Schlupf [WALLLAE]
Feb. 2010
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-51-
Abbildung 2-33: Reibkoeffizient für unterschiedliche Fahrbahnzustände [WALLLAE]
Straßenzustand
nass
Fahrgeschwin-
Pfützen
Regen
ReifenzuStand
starker
trocken
digkeit [km/h]
Wasserhöhe
Wasserhöhe
Wasserhöhe
etwa
etwa
etwa
0,2 mm
1 mm
2 mm
vereist
Haftreibungszahl µ
50
90
130
neu
0,85
0,65
0,55
0,5
abgenützt 1)
1
0,5
0,4
0,25
neu
0,8
0,6
0,3
0,05
abgenützt 1)
0,95
0,2
0,1
0,05
neu
0,75
0,55
0,2
0
abgenützt 1)
0,9
0,2
0,1
0
0,1
und
kleiner
1) Abgenützt auf 1mm Profilhöhe
Abbildung 2-34: maximale Reibkoeffizienten µmax von Luftreifen auf Straßendecken
verschiedenen Zustandes [BOSCH]
Feb. 2010
B 10009
-52-
Abbildung 2-35: Kraftschlussbeiwert für unterschiedliche Geschwindigkeiten [WALLLAE]
Durch das kombinierte Auftreten mechanischer Mikroverzahnung und molekularer
Adhäsion zwischen Reifen- und Straßenoberfläche können in Sonderfällen, wie z.B.
bei Rennreifen maximale Reibkoeffizienten von 1,5 - 2 erreicht werden.
Abbildung 2-36 zeigt die Veränderung des Reibkoeffizienten μ mit der Fahrbahn und
Geschwindigkeit bei blockierten Rädern.
Abbildung 2-36: Gleitreibungszahlen auf verschiedenen Fahrbahnverhältnissen bei
blockierenden Rädern (100% Schlupf) [HIRSCHB]
Feb. 2010
B 10009
-53-
2.1.3.3.
Übertragung von Seitenkräften (transmission of lateral forces)
Analog zur Umfangskraft kann zwischen dem gummibereiften Rad und der Fahrbahn
nur eine Seitenkraft übertragen werden, wenn Schlupf auftritt (in diesem Fall in
seitlicher Richtung). Ein solcher Schlupf wird durch Schräglauf und/oder Sturz
erzeugt.
•
Schräglauf tritt auf, wenn sich das Rad nicht entlang seiner Mittelebene
bewegt, sondern schräg dazu. Der Schräglaufwinkel eines Rades ist der
Winkel
zwischen
Fahrtrichtung
(Geschwindigkeitsvektor
des
Radmittelpunktes) und der Radebene in der Draufsicht.
•
Der Sturz ist der Winkel zwischen der Normalen auf die Aufstandsfläche und
der Radebene in der Rückansicht.
In Abbildung 2-37 sind die oben genannten Definitionen dargestellt. Die Seitenkraft
FS greift in einem Punkt des Reifenlatsches an, der meist nicht mit dem Mittelpunkt
der Aufstandsfläche zusammenfällt. Die Seitenkraft erzeugt daher ein rückstellendes
Moment FS*nr.
Die Aufstandsfläche eines unter Einwirkung von Seitenkräften
rollenden Rades verformt sich nierenförmig.
α ... Schräglaufwinkel
Fs ... Seitenkraft zufolge Schräglauf
γ ... Sturzwinkel
Fγ ... Seitenkraft zufolge Sturz
nr ... Normalabstand der Seitenkraft vom Radmittelpunkt
Abbildung 2-37: Übertragung von Seitenkräften durch Schräglauf und Sturz [REIMP]
Feb. 2010
B 10009
-54In Abbildung 2-38 ist der Zusammenhang zwischen Schräglaufwinkel und Seitenkraft
bei variiertem Radsturz dargestellt.
0
2
4
6
8°
Schräglaufwinkel α
Abbildung 2-38: Abhängigkeit der Seitenkraft von Schräglaufwinkel und Radsturz [BOSCH]
Auf Grund der spezifischen Eigenschaft eines Luftreifens steigt bei Erhöhung der
Radlast und konstant gehaltenem Schräglaufwinkel die Seitenführungskraft nicht im
selben Maß wie die Radlast. Bei dem Beispiel in Abbildung 2-39 steigt bei
Verdopplung der Radlast die Seitenführungskraft nur um das 1,5 - 1,7fache. Um eine
Verdopplung
der
Seitenführungskraft
zu
erreichen,
muss
zusätzlich
der
Schräglaufwinkel vergrößert werden. Aus diesem Grund nimmt die höher belastete
Achse bei gleichem Seitenführungsbeiwert (= Seitenkraft / Aufstandskraft) einen
größeren Schräglaufwinkel an als die Achse mit der kleineren Aufstandskraft
(Abbildung 2-40). Die in Abbildung 2-40 verwendete Bezeichnung „Haftreibungszahl“
ist irreführend, da immer Gleiten auftritt. Gemeint ist der maximale seitliche
Reibkoeffizient.
Feb. 2010
B 10009
-55-
Abbildung 2-39: Seitenführungskraft in Abhängigkeit vom Schräglaufwinkel für verschiedene
Radlasten [BOSCH]
Abbildung 2-40: Seitenkraftbeanspruchung [HIRSCHB]
2.1.3.4.
Reifenkennfeld (Diagram of tire characteristics)
Umfangskräfte und Seitenkräfte können je nach Fahrzustand zeitlich getrennt oder
gleichzeitig am Reifen angreifen. Das Reifenkennfeld gibt in Abhängigkeit des
Schräglaufwinkels oder des Radsturzes Aufschluss über den gegenseitigen Einfluss
von Umfangskraft und Seitenkraft. Bei der Betrachtung der maximal möglichen
Umfangskraft Umax = μmax . P (μmax: maximaler Reibkoeffizient, P: Radlast) wurde
Feb. 2010
B 10009
-56keine Seitenkraft S angenommen. Kamm hat festgestellt, dass beim Auftreten von
Umfangskraft und Seitenkraft die geometrische Summe beider Kräfte den Wert μmax *
P nicht überschreiten darf, damit das Rad diese Kräfte übertragen kann.
µ max * P ≥ U 2 + S 2
(5)
Abbildung 2-41 und Abbildung 2-42 zeigen den daraus resultierenden Kammschen
Kreis.
Dieser gilt nur theoretisch, da der Beiwert μmax von Gummimischung, Profil,
Straßenoberfläche etc. abhängt. μmax ist abhängig davon, wie sich U und S
zusammensetzen:
•
U ergibt ggf. Gleitbewegung im Umfangsrichtung,
•
S ergibt ggf. Gleitbewegung in Seitenrichtung.
Abbildung 2-41: Kamm'scher Kreis [MITSCHA]
Feb. 2010
B 10009
-57-
Abbildung 2-42: Kammscher Reibungskreis [HDBKFZ]
Die Gleitbewegung hängt u.a. vom
•
Profil ab, dieses ist aber in Längs- und Querrichtung unterschiedlich. Daher
tritt in der Praxis kein Kammscher Kreis auf, sondern es ergeben sich Ellipsen.
Neuere Untersuchungen zeigen, dass die Verhältnisse noch komplizierter
sind, z.B. treten
•
Unterschiede bei Antriebs- und Bremssituationen auf.
Abbildung 2-43 zeigt den Verlauf der Seitenkraft über der Umfangskraft bei variiertem
Schräglaufwinkel und Abbildung 2-44 das Kraftschlusspotenzial bei kombinierter
Reibkraft durch Seiten- und Umfangskraft in ähnlicher Weise für einen modernen
Reifen.
Feb. 2010
B 10009
-58-
Abbildung 2-43: Verlauf der Seitenkraft S über der Antriebskraft(+U) und Bremskraft (-U) bei
verschiedenen Schräglaufwinkeln (Reifen 6,00 - 15, Profil 100%, P = 300 kp, pL = 1,8 bar, v = 50
km/h) [KREMP]
Abbildung 2-44: Kraftschlusspotenzial bei kombinierter Reibkraft durch Seiten- und
Umfangskraft [HDBKFZ]
Winterreifen haben unter ~ 8°C wegen der angepassten Gummimischung günstigere
Reibkoeffizienten.
Folgende Richtwerte können angenommen werden: Winterreifen erhöhen auf
nasskalten Schneedecken die Sicherheit erheblich, da sie gegenüber Sommerreifen,
z.B. aus 60 km/h Geschwindigkeit einen von 10 bis 20 m
•
kürzeren Bremsweg ergeben. Ebenfalls
Feb. 2010
B 10009
-59•
erhöhen sie das Traktionsvermögen gegenüber Sommerreifen um rund 5%
Steigung, d.h. wenn ein Sommerreifen bei 10% Steigung durchdreht, erlaubt
der Winterreifen ca. 15% Steigung.
2.1.3.5.
Aquaplaning
Kann bei nasser Straße die durch den Reifen zu verdrängende Wassermenge nicht
mehr durch das Profil des Reifens abgeleitet werden, so kommt es zu einem
teilweisen oder vollständigen Aufschwimmen des Reifens. Abbildung 2-45 zeigt
prinzipiell die Verdrängung des Wasserfilmes durch den Reifen, Abbildung 2-46 lässt
die Wasserableitung durch Längs- und Querrillen erkennen. Das Eintreten des
Aquaplaning hängt von der
•
Wasserhöhe, der
•
Fahrgeschwindigkeit, der
•
Profilform und Abnützung des Reifens sowie von der
•
Vertikallast des Rades ab.; Abbildung 2-47
Im Zustand des Aquaplaning können keine Umfangs- und Seitenkräfte übertragen
werden. (σ ≥ 0)
Abbildung 2-45: Verdrängung des
Wasserfilmes entlang der Berührungslänge
Abbildung 2-46: Wasserableitung durch Längs-
eines Reifens [MITSCHA]
und Querrillen[GUMMB12]
Feb. 2010
B 10009
-60-
Abbildung 2-47: Verhältnisse bei Aquaplaning [HIRSCHB]
In Abbildung 2-48 erkennt man, wie der Wasserdruck mit zunehmender
Geschwindigkeit vor dem Reifen größer wird, d.h. ein Wasserkeil baut sich auf,
während der Druck auf das Wasser in der Kontaktfläche zwischen Reifen und
Fahrbahn abnimmt: Das Rad beginnt aufzuschwimmen.
Feb. 2010
B 10009
-61-
Abbildung 2-48: Druckmessung im Wasserkeil bei Durchfahren einer Wasserlache
Geschwindigkeit: 40 und 75 km/h) [GUMMB1]
Abbildung 2-49 zeigt den Einfluss der Wasserfilmdicke auf den Reibkoeffizienten in
Abhängigkeit
von
der
Fahrgeschwindigkeit,
Abbildung
2-50
zeigt
die
Bodenkontaktfläche des Reifens in Abhängigkeit von der Geschwindigkeit bei
Wasser auf der Fahrbahn.
Feb. 2010
B 10009
-62-
Abbildung 2-49: Einfluss des Wasserfilmdicke auf
den Gleitbeiwert bei verschiedenen
Fahrgeschwindigkeiten (Reifen 5,60 - 15, Radlast
Abbildung 2-50: Bodenkontaktfläche und
3000 N, Reifeninnendruck 1,5 bar) [MITSCHA].
Geschwindigkeit [GUMMB12]
Feb. 2010
B 10009
-63-
2.2.
Antriebsleistung und Fahrwiderstände
(Driving power and
tractive resistance)
Die Kenntnis der Fahrwiderstände ist eine der wichtigen Grundlagen. Daraus folgen
•
die notwendige Antriebskraft,
•
das erforderliche Drehmoment an den Antriebsrädern,
•
die erforderliche Leistung des Antriebsmotors und auch
•
die Höhe des Energieverbrauches des Fahrzeuges.
Das Ziel sollte sein, die Größe der Fahrwiderstände möglichst klein zu halten.
Für die Zugkraft Z, die die Fahrwiderstände überwinden muss, ergibt sich:
Z = FR + FL + FSt + FB
mit
(6)
Rollwiderstand
FR;
Luftwiderstand
FL
Steigungswiderstand
FSt;
Beschleunigungswiderstand
FB
Im Folgenden werden nun die einzelnen Anteile des Gesamtfahrwiderstandes
besprochen.
2.2.1.
Rollwiderstand (rolling resistance)
Rollwiderstand = f (Reifen, Luftdruck, Fahrbahn, Geschwindigkeit)
Der Rollwiderstand entsteht durch Formänderungsarbeit an Rad und Fahrbahn.
Man nimmt häufig an, dass der Rollwiderstandsbeiwert f an allen Rädern (z.B. trotz
verschiedener Luftdrücke in den einzelnen Reifen) gleich ist. Es ergibt sich, da die
Summe aller Radlasten gleich der Gewichtskraft des Fahrzeuges (m*g) ist
(α…Fahrbahnsteigung):
Feb. 2010
B 10009
-64-
FR = m * g * f * cos α
(7)
Abbildung 2-51 und Abbildung 2-52 geben Aufschluss über die Größenordnung des
Rollwiderstandsbeiwertes in Abhängigkeit von der Fahrgeschwindigkeit und dem
Untergrund.
Der
Rollwiderstandsbeiwert
steigt
mit
zunehmender
Formänderungsarbeit, also mit zunehmender Fahrgeschwindigkeit, zunehmender
Radlast und abnehmendem Luftdruck. Gürtelreifen haben gegenüber Diagonalreifen
den Vorteil eines geringeren Rollwiderstandes.
Abbildung 2-51: Rollwiderstand von Gürtelreifen und Diagonalreifen auf glatter, ebener
Fahrbahn bei normaler Belastung und vorgeschriebenem Reifenluftdruck [BOSCH]
Feb. 2010
B 10009
-65-
Abbildung 2-52: Rollwiderstandsbeiwerte in Abhängigkeit von der Fahrbahn [WALLLAE]
Vergleichsweise dazu weist ein Rad auf der Schiene einen Rollwiderstandsbeiwert
von 0,001 - 0,002 auf, (d.h. ca. 1/10), ein Reifen auf Ackerboden ca. 0,14 - 0,24 (d.h.
das 10-Fache im Vergleich zum Reifen auf der Straße auf – siehe auch Abbildung
2-52.
Abbildung
2-53
zeigt
den
Einfluss
des
Reifenluftdruckes
auf
den
Rollwiderstandbeiwert eines PKW. Bei Kurvenfahrt vergrößert sich durch die
zusätzliche Verformung des Reifenlatsches der Rollwiderstand.
Abbildung 2-53: Einfluss des Reifenluftdruckes auf den Rollwiderstandbeiwert f für einen
Diagonal Reifen [REIMP]
Feb. 2010
B 10009
-66Der Reifen-Fülldruck wirkt sich also direkt auf den Energie- bzw. Treibstoffverbrauch
des Fahrzeuges aus.
2.2.2.
Luftwiderstand (Aerodynamic drag, air resistance)
2.2.2.1.
Berechnung
Luftwiderstand FL = Σ Strömungsverluste
Da in dem hier betrachteten Geschwindigkeitsbereich die Strömung turbulent ist, ist
der Luftwiderstand FL proportional ρ/2 * v2
mit
Luftdichte ρ
resultierender Anströmgeschwindigkeit vr.
Die Proportionalitätskonstante setzt sich aus zwei Anteilen zusammen, aus der
•
Querspantfläche A und einem
•
Luftwiderstandsbeiwert cx, dessen Größe von der Form und dem
Anströmwinkel, aber nicht von der Größe des Fahrzeuges abhängt.
Der Luftwiderstand ist damit definiert als:
FL = c x * A *
ρ
2
* v r2
(8)
Die resultierende Anströmgeschwindigkeit vr setzt sich aus der
•
Fahrgeschwindigkeit v, mit der das Fahrzeug die ruhende Luft durchdringt,
und der
•
Windgeschwindigkeit vw zusammen.
Der Luftwiderstand FL ist bedeutsam bei höheren Geschwindigkeiten. So beträgt bei
100 km/h FL etwa 60% des Gesamtfahrwiderstandes Z.
In vektorieller Schreibweise ist nach Abbildung 2-54:

 
v r = v + vW
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(9)
B 10009
-67-
Abbildung 2-54: Geometrische Addition der Fahrgeschwindigkeit v und der
Windgeschwindigkeit vW zur Anströmgeschwindigkeit vr. Anströmwinkel τL zwischen
Fahrzeuglängsachse und Anströmrichtung [MITSCHA]
Der Winkel zwischen der Anströmgeschwindigkeit vr und der Längsachse ist der
Anströmwinkel τL. Bei Rücken- oder Gegenwind und bei Geradeausfahrt ist τL = 0,
bei Seitenwind ist τL ≠ 0.
Der Luftwiderstand FL bzw. der dazugehörige Luftwiderstandsbeiwert cx sind vom
Anströmwinkel τL abhängig, cx = cx(τL). Bekannter ist der Luftwiderstandsbeiwert cW,
er stellt den Sonderfall dar:
cW = c x (τ l = 0)
(10)
Die Größe dieser dimensionslosen Beiwerte hängt stark von der Form des
Fahrzeuges ab, siehe Abbildung 2-55, Abbildung 2-56. Eine Vorausberechnung
dieser aerodynamischen Werte für solch komplizierte Gebilde in Bodennähe, wie es
Kraftfahrzeuge sind, ist noch nicht ausreichend möglich. Deshalb muss in der
Entwicklung im Windkanal feinoptimiert werden.
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B 10009
-68-
Abbildung 2-55:
Luftwiderstandsbeiwert in
Abhängigkeit von der
Abbildung 2-56: Die Entwicklung des
Fahrzeugform
Luftwiderstandsbeiwertes (cw-Wert) [HDBKFZ]
2.2.2.2.
Einflussgrößen auf den Luftwiderstand (influences on air resistance)
Zur Unterscheidung der Einflussgrößen auf den Luftwiderstand von Kraftfahrzeugen
erscheint eine Trennung in
•
Lageparameter,
•
Funktionsparameter und
•
Formparameter
zweckmäßig, wie Abbildung 2-57 zeigt.
Feb. 2010
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-69-
Abbildung 2-57: Einflussparameter des Luftwiderstandes von Kraftfahrzeugen [ATZ2]
•
Lageparameter
Anstellwinkel- und Bodenabstand, werden bei konventionellen Federungen im
praktischen
Fahrbetrieb
durch
unterschiedliche
Zuladung
gleichzeitig
verändert.
Der Einfluss der Zuladung auf den cW-Wert wurde für eine Reihe von
Fahrzeugen
im
VW-Klimawindkanal
ermittelt.
Es
wurden
hierbei
Widerstandserhöhungen von 2% bis 11% gegenüber der Normallage "Halbe
Zuladung" ermittelt. Der Mittelwert liegt bei einer cW-Erhöhung von etwa 5%.
•
Funktionsparameter sind:
o Veränderungen an der Außenform (Schiebedach, Klappscheinwerfer,
Dachgepäckträger usw.) und die
o Beeinflussung
infolge
Kühlluftdurchströmung.
Die Widerstandserhöhung infolge Durchströmung des Fahrzeugs mit
Kühlluft wird durch den Impulsverlust verursacht, den die Kühlluft im
Kühlsystem erfährt. Zusätzlich kann ein Widerstand auftreten, der
dadurch entsteht, dass die Umströmung des Fahrzeuges durch Öffnen
des
Kühlergrills
geändert
wird.
Abbildung
2-58
zeigt
die
Widerstandsanteile eines Fahrzeuges nach Art der Strömung.
Feb. 2010
B 10009
-70-
20%
Kühlluftströmung
40%
Umströmung
40%
Unterbodenströmung
Abbildung 2-58: Widerstandsanteile eines Fahrzeuges [ATZ3]
•
Formparameter:
Als Formparameter werden alle Einflussgrößen bezeichnet, welche die
Formgebung der Karosserie und des Unterbodens betreffen. Im Folgenden
soll die Bedeutung der Bugausbildung und Heckausbildung näher betrachtet
werden
Formparameter: Bugausbildung
In Abbildung 2-59 ist der Einfluss der Bugkantengestaltung auf den Luftwiderstand
ersichtlich.
Um
festzustellen,
welche
Widerstandsverminderung
durch
eine
optimale
Buggestaltung überhaupt zu erreichen ist, wird zuerst die Bugumströmung durch
einen Vorsatzbug verbessert, der nach rein aerodynamischen Gesichtspunkten ohne
Rücksicht auf das äußere Erscheinungsbild gestaltet wurde.
Zweckmäßigerweise wird dieser Vorsatzbug geteilt ausgeführt, um den Einfluss des
oberen Motorhaubenüberganges von dem der seitlichen Kotflügelübergänge zu
trennen.
Feb. 2010
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-71-
Abbildung 2-59:Einfluss von Formänderungen an der Bugkante auf den
Luftwiderstandsbeiwert cW [ATZ2]
Die Formgebung der Bugkontur unterhalb der Stoßstange ist im Zusammenhang mit
der übrigen Buggestaltung zu sehen. Durch Einsatz eines Bugspoilers kann der
Widerstandsbeiwert je nach Rauhigkeit der Unterseite und der Fahrzeugform bis zu
etwa 10% verringert werden. Die Wirkung eines Bugspoilers beruht auf der
Abschirmwirkung der Unterbodenströmung, die eine Herabsetzung der örtlichen
Geschwindigkeit an der Fahrzeugunterseite verursacht. Zusätzlich kann der
Luftwiderstand dadurch beeinflusst werden, dass infolge der Abschirmung eine
veränderte Zuströmung zur Motorhaube und zum Fahrzeugheck vorliegt.
Formparameter: Heckausbildung
Der Einfluss von Heckspoilern auf Luftwiderstand und Auftrieb ist aus Abbildung
2-60 ersichtlich. Die Ablöselinie liegt bei allen Ausführungsformen unten am
Heckende. Die Formänderungen sind als Einzelheit vergrößert dargestellt. Die
ursprüngliche
•
Stylingform (1) ergab nach Optimierung im Vorderwagenbereich einen
Widerstandsbeiwert von cW = 0,41. Durch die
•
Anhebung
(2)
der
unteren
Heckschräge
um
40
mm
wird
der
Widerstandsbeiwert um 5% auf cW = 0,39 reduziert. Der Auftrieb an der
Hinterachse wird hierbei gleichzeitig um 15% verringert. Durch weiteres
•
Anheben
(3)
um
insgesamt
55
mm
ergibt
sich
eine
zusätzliche
Widerstandsverringerung auf cW = 0,38 um insgesamt 7%. Der Auftrieb wird
ebenfalls weiter verringert, um insgesamt 30%.
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-72-
Abbildung 2-60: Einfluss der Heckspoilergestaltung auf Luftwiderstandsbeiwert cW und
Auftriebsbeiwert an der Hinterachse c AH
Die
Lage
der
Ablöselinie
am
Fahrzeugheck
wird
entscheidend
vom
Heckneigungswinkel bestimmt. Als Schrägheck soll hier ein Fahrzeugheck
bezeichnet werden, bei dem die Ablöselinie an der Unterkante der Heckschräge liegt.
Das auf der Schräge angeordnete Rückblickfenster liegt im Bereich anliegender
Strömung, es bleibt dadurch schmutzfrei.
Das Vollheck ist gekennzeichnet durch eine am Dachende liegende Ablöselinie. Das
gesamte
Heck
einschließlich
Rückblickfensterscheibe
liegt
im
Bereich
der
Heckablösung und verschmutzt je nach Aufbauüberhang und Strömungsausbildung
innerhalb der Nachlaufströmung mehr oder minder stark. Dadurch werden meist ein
Heckscheibenwischer und eine Waschanlage erforderlich. In Abbildung 2-61 ist der
Einfluss des Heckneigungswinkels auf Luftwiderstandsbeiwert und Lage der
Ablöselinie dargestellt.
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-73-
Abbildung 2-61: Einfluss des Heckneigungswinkels auf Luftwiderstandsbeiwert cW und Lage
der Heckablöselinie [ATZ2]
Bei Fahrzeugen mit sehr steilem Heck liegt die Ablöselinie am Dachende. Wird der
Heckneigungswinkel
verkleinert, so wird ein Grenzwinkel erreicht, bei dem die
Ablöselinie vom oberen Dachende zur Unterkante der Heckschräge springt. Die
Verlagerung der Ablöselinie ist mit einer Widerstandserhöhung verbunden, im
vorliegenden Fall um 10% auf cW =
0,44. Der höhere cW-Wert ist auf stark
ausgeprägte Randwirbel mit entsprechend hohem induzierten Widerstand und
höherem Auftrieb zurückzuführen.
Wird der Heckneigungswinkel weiter verkleinert, so sinkt der cW-Wert infolge
verringerter Randwirbelausbildung wieder ab. Bei einer Schrägheckneigung von 23°
ergibt sich der gleiche Widerstandsbeiwert von cW = 0,40 wie bei der Vollheckform
mit steiler Heckschräge und oben liegender Ablöselinie. Dieser Heckneigungswinkel
von 23° stellt auch etwa den Grenzfall dar, der unter Berücksichtigung vertretbarer
Sichtwinkel für Serien-Personenwagen noch realisierbar ist. Nur bei niedrigen
Sportcoupés sind kleinere Winkel (bis zu 15°) verwirklicht worden, es ergibt sich
dann gegenüber der Vollheckform ein bis zu 15% niedrigerer cW-Wert.
Neben dem Heckneigungswinkel beeinträchtigt auch die Kantenausbildung im
Heckbereich den Widerstandsbeiwert in erheblichem Maße.
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-74-
Die strömungstechnische Optimierung der Fahrzeuge erfolgt im Windkanal.
Abbildung 2-62 zeigt einen Windkanal der Volkswagen AG. Die benötigte
Antriebsleistung für 1:1 Versuche an PKW-Modellen, beträgt 4 bis 6 MW.
1 Düse
2 Messstrecke
3 Auffangtrichter
4 fahrbarer Messstreckenmantel
5 elektr. Antrieb mit Getriebe
6 Gebläse
7 Diffusor
8 Umlenkecke
9 Kühler
10 Gleichrichter und Turbulenzsiebe
11 Waage
12 Rollenprüfstand
Abbildung 2-62: Windkanal der Volkswagen AG in Wolfsburg [ATZ2]
Zusammenfassend kann festgestellt werden:
Wird eine sorgfältige Formoptimierung im Windkanal, Abbildung 2-63, durchgeführt,
so ist ein niedriger Widerstandsbeiwert erreichbar. Aber erst die Summe vieler
Konstruktionsmerkmale ergeben diesen niedrigen Luftwiderstandsbeiwert. Am
Beispiel
des
AUDI
100
ist
zu
sehen,
welchen
Anteil
einzelne
Optimierungsmaßnahmen an der cW-Wertverringerung haben:
Feb. 2010
B 10009
-751. Kleiner Frontspoiler
-0.004
2. Sorgfältig geführte und abgedichtete
Motorkühlluft
-0.005
3. Scheibenwischerabdeckung
-0.001
4. Außenspiegelformgebung
-0.005
5. Glatte Übergänge der Windschutzscheibe -0.003
6. Glatte Übergänge der Seitenscheiben
-0.014
7. Glatte Übergänge der Rückblickscheibe -0.003
8. Reduzierter Radius an der Hinterkante
-0.003
9. Formgebung der Blechschürze hinten
-0.002
10.
Form
und
Anordnung
Kraftstoffbehälters/neues Achsprofil
des
-0.004
11.Schwelleroptimierung -0.003
12. Glatte Radkappen
-0.005
13. Keine Regenleisten
-0.003
Abbildung 2-63: Anteil der Optimierungsmaßnahmen an cW-Wertverringerung beim Audi 100
Auch bei LKW im Überlandverkehr sind Maßnahmen zur Verringerung des
Luftwiderstandes
sinnvoll.
Besonders
Lastzug-Kombinationen
in
Form
von
Sattelkraftfahrzeugen sind für aerodynamische Optimierungen besonders relevant. In
der Regel werden solche Kombinationen vorwiegend im Fernverkehr mit relativ
hohen Durchschnittsgeschwindigkeiten eingesetzt, also in Bereichen, in denen
niedrige
Luftwiderstandsbeiwerte
die
Wirtschaftlichkeit
des
Gesamtfahrzeugs
besonders günstig beeinflussen.
Abbildung 2-64 und Abbildung 2-65 zeigen Auswirkungen aerodynamischer
Optimierungen auf die Fahrzeugumströmung bei einem Lastkraftwagen, Abbildung
2-66 bei einem Sattelzug.
Abbildung 2-64: LKW ohne seitliche
Abbildung 2-65: LKW mit seitlichen
Verkleidungen [ATZ4]
Verkleidungen[ATZ4]
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-76-
Abbildung 2-66: Aerodynamische Optimierungen an einem Sattelzug [ATZ4]
Eine Seitenverkleidung beim LKW hat neben der Luftwiderstandsverminderung auch
positive Effekte im Hinblick auf Sicherheit:
•
Weniger Spritzwasser beim Überholen
•
geringere Gefahr des Überrollens von Zweiradfahrern
•
geringeres Rundumgeräusch.
2.2.3.
Steigungswiderstand (Climbing resistance)
Der Steigungswiderstand errechnet sich wie folgt:
F St = m * g * sin α
(11)
Die Steigung auf Straßen wird in Prozent angegeben. Ist der Steigungswinkel sehr
klein kann man den sinα durch tanα bzw. durch den identischen Wert p, der als
Steigung bezeichnet wird, ersetzen.
sin α ≈ tan α = p
(12)
Die Steigung auf Straßen wird in Prozent angegeben. Bei einer Steigung von 8% ist
p = 0,08, die Fahrbahn steigt auf 100 m waagerechter Länge um 8 m an, der
Steigungswiderstand FSt ist somit 8% der Fahrzeuggewichtskraft m*g. Aus den
obigen Gleichungen wird dann:
F St = m * g * p
Feb. 2010
(13)
B 10009
-77-
2.2.4.
Beschleunigungswiderstand (Acceleration resistance)
Um die Fahrzeuggeschwindigkeit zu erhöhen, ist der Beschleunigungswiderstand zu
überwinden. Sowohl die translatorisch bewegte Masse m des Fahrzeuges ist in
Fahrtrichtung zu beschleunigen, als auch die drehenden Teile des Antriebsstranges
(rotatorische Massen) um ihre Rotationsachsen.
n

J R, j 

=
m
+
* 2  x
FB 
∑
j=1
rj 

(14)
Die Masse m ist relativ leicht zu bestimmen, schwieriger ist hingegen die Größe der
rotatorischen Massen abzuschätzen. Dies soll nach Abbildung 2-67 am Beispiel
eines zweiachsigen, nur an der Hinterachse mit einem Verbrennungsmotor
angetriebenen, und mit einem Schaltgetriebe ausgestatteten Kraftfahrzeuges
erläutert werden.
Abbildung 2-67: Für den Beschleunigungswiderstand zu berücksichtigende rotatorische
Massen [MITSCHA]
Fehler!
Textmarke
nicht
definiert.Das
gesamte
rotatorische
Beschleunigungsmoment ist
J R ,1 ⋅ ϕR ,1 + J R , 2 ⋅ ϕR , 2
mit den Indizes 1 für die Vorder- und 2 für die Hinterachse. Das Trägheitsmoment
JR,1 = JR,V an den Vorderrädern ergibt sich aus den einzelnen Anteilen der zwei
Reifen, Räder und Bremsen, die sich alle mit der gleichen Winkelgeschwindigkeit
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-78-
ϕ R ,1 = ϕ R ,V drehen. Bei dem Trägheitsmoment JR,2 ist das anders, hierzu gehören
nicht nur die Trägheitsmomente JR,H der Reifen, Räder, Bremsen, Gelenkwellen
usw., die sich mit den Winkelgeschwindigkeiten ϕ R, H drehen, sondern auch die der
Triebwerksteile JA und die des Motors JM mit den Winkelgeschwindigkeiten ϕ A  und
ϕ M . Man bezieht nun die verschiedenen Anteile auf eine Winkelgeschwindigkeit, auf
die der Hinterräder ( ϕ R, H ). Für die Umrechnung wird zweckmäßigerweise auf die
Änderung der gespeicherten Energie zurückgegriffen.
Schließlich wird der Beschleunigungswiderstand meistens vereinfacht geschrieben:
FB = λmx
(15)
Der Drehmassenzuschlagfaktor λ drückt dabei den Anteil der rotatorischen Masse
zur Gesamtmasse aus. Richtwerte für den Drehmassenzugschlagfaktor sind
Abbildung 2-68 zu entnehmen.
Abbildung 2-68: Richtwerte für den Drehmassenzuschlagfaktor [NAUNH]
Feb. 2010
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-79-
2.2.5.
Gesamtwiderstand, Moment an den Antriebsrädern
(Total
resistance, Drive torque)
Nach Gl.(6) ist:
Z = FR + FL + FSt + FB
(6)
Werden die einzelnen Fahrwiderstände eingeführt, so lautet Gleichung (16):
n
Z=∑
j=1
ρ
M R, j
= f R * m * g + c x A v 2r + m (g * p + λ * x)
2
Rj
(16)
Diese ist eine der wichtigsten Gleichungen in der Fahrzeugtechnik. Hiernach ergibt
sich die Größe der bezogenen Momente an den Rädern, die erforderlich sind, um die
Widerstände zu überwinden.
•
In der Ebene (p = 0) und bei unbeschleunigter Fahrt ( x = 0 ) wirken immer der
Roll- und der Luftwiderstand FR + FL, häufig wird Windstille vorausgesetzt d.h.
vr = v und cx = cw gesetzt, die Zugkraft muss positiv sein.
•
Bei beschleunigter Fahrt
und
in
Steigungen
treten
Steigungs- und
Beschleunigungswiderstände FSt + FB hinzu und erfordern größere Zugkräfte,
d.h. höhere Antriebsmomente.
•
Bei Fahrten im Gefälle oder bei Verzögerungen wird die Zugkraft negativ, d.h.,
es sind Bremsmomente erforderlich.
Die Fahrzeugmasse m ist eine wichtige Einflussgröße für die Fahrwiderstände
(Rollwiderstand,
Steigungswiderstand,
Beschleunigungswiderstand).
Die
Reduzierung der Masse ist daher ein langfristiges Ziel in der Fahrzeugentwicklung.
Dem entgegen stehen jedoch höhere Komfort- und Sicherheitsstandards, welche
meist eine Erhöhung der Masse zur Folge haben.
Feb. 2010
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-80-
2.2.6.
Fahrzustandsschaubild (Diagram of Driving Conditions)
Fasst man die Diagramme Bedarfs- und Lieferkennfeld (Abbildung 2-69, Abbildung
2-70) in einem Einzigen zusammen, dann spricht man vom sogenannten
"Fahrzustandsschaubild".
Abbildung 2-70: Beispiel eines
Abbildung 2-69: Beispiel eines Bedarfskennfeldes [HIRSCHB]
Lieferkennfeldes[HIRSCHB]
Das Bedarfskennfeld ergibt sich in der Momentendarstellung aus:
Z Bedarf =
M R,Bedarf
= F R + F St + F B + F L =
r
(17)
x 

ρ
= m * g  f R + p + λ  + c w A v 2
g
2

Nun müssen die Lieferkennfelder an den Antriebsrädern aufgestellt werden. Das
Drehmoment MR,Liefer ergibt sich aus dem Drehmoment der Antriebsmaschine MM,
dem Übersetzungsverhältnis iK des gesamten Kennungswandlers (vom Motor bis
zum Rad) und dem Verlustmoment MVerl zu
Feb. 2010
B 10009
-81(18)
M R,Liefer = i K M M - M Verl
Die Indizes "Liefer" und "Bedarf" haben nur zur Klarstellung gedient da in jedem
Fahrzustand
(19)
M R,Bedarf = M R,Liefer
sein muss.
Beispiele von Fahrzustandsschaubildern sind in Abbildung 2-71 und Abbildung 2-72
dargestellt.
.
Abbildung 2-71: Beispiel eines Fahrzustandsschaubildes [HIRSCHB]
Feb. 2010
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-82-
Abbildung 2-72: Beispiel eines Fahrzustandsschaubildes im Zugkraft-GeschwindigkeitsSchaubild [MITSCHA]
Feb. 2010
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-83-
2.3.
Fahrdynamik des Kraftfahrzeuges
(Driving dynamics of the
vehicle)
2.3.1.
Aufgaben der
Radaufhängung
(requirements
of
the
wheel
suspension)
An eine Radaufhängung werden folgende wesentliche Anforderungen gestellt:
•
Möglichst optimale Ausnutzung des Kraftschlusspotentials zwischen Reifen
und Fahrbahn zur Steigerung der Fahrsicherheit und der Fahrdynamik.
•
Bereitstellung
von
Fahrkomfort
gemäß
den
fahrzeugspezifischen
Anforderungen.
•
Bereitstellung von Information über den Fahrzeug- oder Fahrbahnzustand für
den Fahrer.
•
Sicherstellen eines intuitiv beherrschbaren Fahrzeugverhaltens insbesondere
im Grenzbereich und in Gefahrensituationen.
•
Kleiner Bauraum, optimiertes Crashverhalten, …
2.3.2.
Schwingungen des Wagenkastens
Ein vierrädriges Fahrzeug besteht bei vereinfachter Betrachtung aus fünf
Einzelmassen (Wagenkasten und vier Räder), die durch
•
Führungen,
•
Federn und
•
Dämpfer beweglich miteinander verbunden sind.
Jeder Körper hat drei rotatorische und drei translatorische Freiheitsgrade, was auf
das betrachtete Fahrzeug angewendet 5*6 = 30 Freiheitsgrade bedeuten würde. Die
sechs Freiheitsgrade des Wagenkastens (Aufbau) sind in Abbildung 2-73 entlang der
und um die Koordinatenachsen dargestellt.
Feb. 2010
B 10009
-84-
Abbildung 2-73: Bewegungen von Wagenkasten und Rädern
Die Relativbewegungen zwischen Rädern und Wagenkasten sind durch die
Radaufhängung
eingeschränkt.
Bei
simpler
Betrachtung
hat
bei
Einzelradaufhängung ein Hinterrad nur noch einen Freiheitsgrad (Federn), während
ein Vorderrad die beiden Freiheitsgrade Federn und Lenken besitzt.
2.3.3.
2.3.3.1.
Fahrwerk – Begriffsdefinitionen (chassis – terms and definitions)
Konstruktionslage (design position)
Die Konstruktionslage ist ein festgelegter Einfederungszustand, der sich bei einer
bestimmten Beladung bei Stillstand des Fahrzeuges auf einer Ebene einstellt. Sie ist
diejenige Lage, in der die Konstruktion der Radaufhängung durchgeführt wird.
2.3.3.2.
Radaufstandspunkt (wheel contact point)
Der Radaufstandspunkt eines Rades ist der Durchstoßpunkt der Schnittgeraden von
Radmittelebene und Fahrzeugquerebene auf Höhe der Achsmitte durch die
Fahrbahn. Er dient oft als idealisierter Angriffspunkt für die Kräfte zwischen Reifen
Feb. 2010
B 10009
-85und Fahrbahn. In der Realität tritt zwischen Rad und Fahrbahn jedoch keine
Punktberührung auf, sondern eine Flächenberührung über den Reifenlatsch.
2.3.3.3.
Radstand, Spurweite (wheelbase, track)
Der Radstand ist der Abstand zwischen Mitte Vorderachse und Mitte Hinterachse. Er
ändert sich bei Ein- und Ausfedervorgängen.
Die Spurweite ist der Abstand zwischen den beiden Radaufstandspunkten einer
Achse. Spurweiten von Vorder- und Hinterachse müssen nicht gleich groß sein. Die
Spurweite variiert ebenfalls mit dem Ein- und Ausfedern.
2.3.3.4.
Radstellung (wheel position)
Die Radstellung ist definiert durch den Lenkwinkel und den Sturzwinkel.
Hierbei ist der Lenkwinkel positiv beim Schwenken des Rades im Gegenuhrzeigersinn (Abbildung 2-74).
Abbildung 2-74: Definition Lenkwinkel
Befindet sich die Lenkung in Mittelstellung und besteht weiterhin ein Lenkwinkel
beider Räder, so spricht man vom Vorspurwinkel (Abbildung 2-75). Er ist positiv,
wenn die Räder in der Draufsicht vorne nach innen zeigen. Ein negativer
Vorspurwinkel wird auch als Nachspur bezeichnet.
Feb. 2010
B 10009
-86-
Abbildung 2-75: Vorspurwinkel
Der Sturzwinkel ist negativ, wenn in der Rückansicht das Rad oben nach innen
geneigt ist (Abbildung 2-76).
Abbildung 2-76: Definition Sturzwinkel
2.3.4.
Starrkinematik (kinematics)
Die Starrkinematik beschreibt die
•
Bewegung der Räder gegenüber dem Wagenkasten während Lenk- und
Federvorgängen sowie die
Feb. 2010
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-87Bewegung des Wagenkastens gegenüber der Fahrbahn.
•
Hierbei werden Elastizitäten nicht betrachtet und damit haben die angreifenden
Kräfte keinen kinematischen Einfluss auf diese Relativbewegungen.
2.3.4.1.
Momentandrehachse, Querpol, Längspol (Federbewegung der
Räder gegenüber dem Wagenkasten)
Die Bewegung des Rades beim Einfedern gegenüber dem Wagenkasten kann zu
jedem
Zeitpunkt
durch
eine
„Momentanschraubung“
des
Rades
um
die
Momentandrehachse s (Abbildung 2-77c) beschrieben werden. Dabei bewegt sich
jeder
einzelne
Punkt
des
Rades
um
eine
räumlich
angeordnete
Momentandrehachse. Gleichzeitig bewegt sich jeder Punkt gemäß der momentanen
Vorschubgeschwindigkeit der Schraubung translatorisch parallel zu dieser Achse.
Die Lage der Momentanachse und die Vorschubgeschwindigkeit der Schraubung
werden dabei von der Art und der Auslegung der Radaufhängung festgelegt.
Die Analyse einer solchen Bewegung ist nur analytisch möglich [MATSCHIN] und
wird meist mittels Mehrkörper-Simulation durchgeführt.
Trifft
man
jedoch
die
Vereinfachung,
die
Vorschubgeschwindigkeit
zu
vernachlässigen („Ebene“ und „sphärische“ Radaufhängungen haben ohnehin keine
Vorschubgeschwindigkeit, Abbildung 2-77a und b), so können Radaufhängungen
auch graphisch analysiert werden.
Abbildung 2-77: ebene (a), sphärische (b) und räumliche (c) Bewegung bei Radaufhängungen
[MATSCHIN]
Abbildung 2-78 zeigt diese vereinfachte Betrachtungsweise. Jeder einzelne Punkt
des Rades beschreibt hierbei momentan eine Bewegung entlang einer Kreisbahn um
Feb. 2010
B 10009
-88die
Momentanachse.
Die
Momentanachse
ist
hier
beispielhaft
für
eine
Doppelquerlenkerachse dargestellt.
Die Momentandrehachse ist im Allgemeinen keine feste Drehachse im Raum,
sondern ändert sich ständig mit der Federbewegung. Die Lage und Änderung der
Momentandrehachse ist durch die Achskinematik bestimmt, also durch die
Anordnung und Länge der Achslenker.
Abbildung 2-78: Momentandrehachse einer Radaufhängung
Zur vereinfachten Betrachtung der komplexen Drehung um die Momentandrehachse
kann man die Bewegung des Rades auf die Teilbewegungen in der Quer- und
Längsebene durch die Radmitte aufteilen. Damit wird die allgemeine räumliche
Bewegung auf zwei ebene Bewegungen zurückgeführt. Diese Aufteilung ist für die
näherungsweise Abschätzung kinematischer Eigenschaften der Radaufhängung
hilfreich.
Sie
wird
hier
für
eine
Doppelquerlenkerachse,
bei
der
die
Momentandrehachse die Schnittgerade der beiden Lenkerebenen ist, beispielhaft
erläutert (Abbildung 2-78).
Die momentane Bewegung des Rades in der Quer- bzw. Längsebene ist durch den
Querpol Q und Längspol L (Durchstoßpunkte der Momentandrehachse in der QuerFeb. 2010
B 10009
-89bzw.
Längsebene)
bestimmt.
Die
beiden
Teilbewegungen
sind
demnach
Momentanbewegungen in den jeweiligen Ebenen um den Quer- bzw. Längspol.
Für die Bewegung in der Querebene (um den Querpol) gilt:
Hebt man in Abbildung 2-79 bei festgehaltenem Wagenkörper (1) das Rad (6) etwas
an, so kann man die Radbewegung als Schwenkbewegung um den Querpol PQ16
auffassen. Dieser ergibt sich in der ebenen Konstruktion als Schnittpunkt der auf die
Geschwindigkeitsvektoren errichteten Senkrechten. Zu beachten ist, dass sich die
Lage des Querpoles mit dem Anheben bereits wieder geringfügig ändert.
Abbildung 2-79: Querpol PQ16
In der Längsebene (Abbildung 2-80) beschreibt das Rad (6) momentan eine
Drehbewegung um den Längspol PL16. P12 und P13 sind hier Momentandrehachsen,
welche die Bewegungsrichtung und damit die Geschwindigkeitsvektoren der Punkte
P26 und P36 vorgeben. Der Längspol PL16 liegt dann im Schnittpunkt der Senkrechten
auf diese Geschwindigkeitsvektoren.
Wären P12 und P13 parallel zueinander
angeordnet, so läge der Längspol im Unendlichen. Das Rad würde dann momentan
eine Kreisbahn mit unendlich großem Radius beschreiben, also eine rein
translatorische Bewegung.
Feb. 2010
B 10009
-90-
Abbildung 2-80: Längspol PL16
2.3.4.2.
Wankzentrum, Wankachse, Nickpol, Nickachse (Bewegung des
Wagenkastens gegenüber der Fahrbahn)
Wie in 2.3.2 beschrieben, hat der Wagenkasten gegenüber der Fahrbahn sechs
Freiheitsgrade. Im Gegensatz zur Relativbewegung zwischen Rad und Wagenkasten
beim Einfedern (ein Freiheitsgrad) kann die Relativbewegung des Wagenkastens
gegenüber der Fahrbahn nicht mehr mit nur einer Momentandrehachse beschrieben
werden. Es werden drei Momentandrehachsen zur Beschreibung des Bewegungszustandes herangezogen. Die Kombination der einzelnen Bewegungen um diese
Achsen
ergibt
dann
den
gesamten
Bewegungszustand
des
Fahrzeuges.
Entsprechend den typischen Fahrzeugbewegungen sind die drei Achsen die Wank-,
Nick- und Gierachse. An dieser Stelle werden nur Wank- und Nickachse betrachtet
(Abbildung 2-81).
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-91-
Abbildung 2-81: Wank- und Nickachse
Die Lage der Wank- und Nickachse im Raum ist im Allgemeinen nicht fest, sie ändert
sich mit den Einfederungszuständen aller Räder. Beide Achsen sind windschief
zueinander.
Die Wankachse ist definiert als die Gerade, die das Wankzentrum an der
Vorderachse (Abbildung 2-81) mit dem Wankzentrum an der Hinterachse verbindet.
Analog dazu ist die Nickachse die Verbindung der beiden Nickpole auf der linken
und rechten Fahrzeugseite.
Das Wankzentrum (Momentanzentrum, roll center) beschreibt die Relativbewegung
von Wagenkasten und Fahrbahn als ebene Bewegung in der Querebene durch die
Radmitte (jeweils vorne und hinten).
Zum Auffinden des Wankzentrums am Beispiel der Doppelquerlenkerachse wird in
Abbildung
2-82
die
Querpolkonstruktion
(Abbildung
2-79)
um
die
rechte
Fahrzeugseite sowie die Relativpole P68 und P78 zwischen Fahrbahn und Rädern
(Aufstandspunkte) erweitert.
Die Verbindung zwischen PQ16 (Bewegung linkes Rad ggü. Wagenkasten) und P68
(Bewegung linkes Rad ggü. Fahrbahn) geschnitten mit der entsprechenden
Verbindung für das rechte Rad ergibt P18 (Bewegung Wagenkasten ggü. Fahrbahn).
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-92-
Abbildung 2-82: Konstruktion des Wankzentrums P18
Das Wankzentrum P18 ist also der Punkt, um den sich der Wagenkasten quer neigt,
wenn man beide Räder in unterschiedliche Richtungen auslenkt (ein- und ausfedert).
Anzumerken ist, dass bei einer solchen wechselseitigen Federbewegung das
Wankzentrum seine Position bereits wieder ändert.
Abbildung 2-83 stellt die geänderte Lage des Wankzentrums bei einem solchen
wechselseitigen Federvorgang dar.
Abbildung 2-83: Wankzentrum P18 bei wechselseitigem Federn
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-93-
Der Nickpol beschreibt die Relativbewegung von Wagenkasten und Fahrbahn als
ebene Bewegung in der Längsebene durch die Radmitte (jeweils für die linke und
rechte Fahrzeugseite).
Zum Auffinden des Nickpoles am Beispiel der Doppelquerlenkerachse wird in
Abbildung 2-84 eine Fahrzeugseite mit den jeweiligen Längspolen für Vorder- und
Hinterachse (PL16 und PL19) dargestellt, welche aufgrund unterschiedlicher
Achskonstruktionen und -auslegungen im Allgemeinen nicht symmetrisch liegen. Der
Schnittpunkt der Verbindungen zwischen P68 (Relativpol Rad/Fahrbahn) und PL16
(Relativpol Rad/Wagenkasten) der Vorderachse und den entsprechenden Punkten
für die Hinterachse ergibt den Nickpol PN18 (Relativpol Wagenkasten/Fahrbahn).
Abbildung 2-84: Konstruktion des Nickpoles PN18
Der Nickpol ist also derjenige Punkt, um den sich der Wagenkasten bewegt, wenn
man die Räder vorne und hinten in unterschiedliche Richtungen auslenkt (ein- bzw.
ausfedert).
Auch der Nickpol ändert im Allgemeinen seine Lage während einer solchen
Auslenkung.
Aus den Definitionen von Wank- und Nickachse (Verbindung zwischen den
jeweiligen Polen) ergibt sich, dass beide Achsen im Allgemeinen nicht parallel zu den
Fahrzeugkoordinatenachsen sind.
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-94-
Die Lage und Positionsänderungen der Wankzentren an Vorder- und Hinterachse
sowie des Nickpoles sind wichtige Kriterien für die fahrdynamische Auslegung eines
Fahrzeuges.
2.3.4.3.
Die
Lenkkinematik (steering kinematics)
Lenkkinematik
beschreibt
das
Verhalten
der
(Vorder-)Räder
während
Lenkvorgängen.
Die Räder führen dabei Schwenkbewegungen um eine kinematische Drehachse aus.
Diese Drehachse wird daher als Schwenkachse (auch: Lenkachse, Spreizachse)
bezeichnet. Das Lenkmoment um die Schwenkachse wird von der Spurstange über
den Spurhebel aufgebracht.
Stellung der Schwenkachse
Die Stellung der Schwenkachse bei Vorderrädern ist durch die Größen Spreizwinkel
(auch: Spreizung), Lenkrollradius (auch: Spreizstrecke am Boden), Nachlaufwinkel
und Nachlaufstrecke festgelegt (Abbildung 2-85).
Abbildung 2-85: Kenngrößen für die Lage der Schwenkachse [WALLQUE]
•
Der Spreizungswinkel ist der Winkel zwischen Schwenkachse und
Fahrbahnnormalen in der Fahrzeugquerebene.
•
Der Lenkrollradius ist der Abstand zwischen dem Durchstoßpunkt der
Schwenkachse durch die Fahrbahn und dem Radaufstandspunkt in der
Feb. 2010
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-95Fahrzeugquerebene. Bei genau senkrecht stehender Schwenkachse ist er der
konstante
Radius
der
Bahn
des
Radaufstandspunktes
bei
einer
Lenkbewegung (daher die Bezeichnung)
•
Der Nachlaufwinkel ist der Winkel zwischen der Schwenkachse und der
Fahrbahnnormalen in der Fahrzeuglängsebene.
•
Die Nachlaufstrecke (konstruktiver Nachlauf in Abbildung 2-85) ist der
Abstand zwischen dem Durchstoßpunkt der Schwenkachse durch die
Fahrbahn und dem Radaufstandspunkt in der Fahrzeuglängsebene.
•
Der Nachlaufversatz ergibt sich automatisch bei festgelegten Nachlaufwinkel
und Nachlaufstrecke.
Die Lage der Schwenkachse wird bei vielen Vorderachskonstruktionen durch
Gelenke direkt bestimmt. Andere Konstruktionen beruhen auf einer „virtuellen“
Schwenkachse, die über die Achskinematik erzeugt wird und eine Momentanachse
mit veränderlicher Position und Lage ist.
In Abbildung 2-86
sind die Störkrafthebelarme der Reifenumfangskräfte
(Frontantriebs- und Bremskräfte) um die Schwenkachse definiert.
Abbildung 2-86: Störkrafthebelarme der Reifenumfangskräfte am Lenksystem [WALLQUE]
Greift eine Bremskraft im Radaufstandspunkt an, so erzeugt sie ein Moment um die
Schwenkachse mit dem Hebelarm b (dieser ist kleiner als der Lenkrollradius!).
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-96Dieses Moment verdreht das Rad. Greifen Bremskräfte symmetrisch in beiden
Radaufstandspunkten an, so heben sich die beiden Momente auf, da die Räder über
das Lenkgestänge miteinander gekoppelt sind. Es kommt nur zu einer Verspannung
des Gestänges. Bei unterschiedlichen Bremskräften links und rechts kommt es
jedoch zu einer Restkraft in der Lenkung, die über das Lenkrad abgestützt werden
muss, wenn verhindert werden soll, dass eine Lenkwinkeländerung eintritt.
Antriebskräfte treten an der Vorderachse bei Frontantrieb auf und greifen in Radmitte
an. Unterschiedliche Antriebskräfte links und rechts (z.B. bei Kurvenfahrt) werden
über den Hebelarm a in die Lenkung eingeleitet und verursachen unerwünschte
Lenkmomente und Lenkradschwingungen.
2.3.5.
2.3.5.1.
Fahrdynamisches Verhalten (driving behaviour)
Übersteuern und Untersteuern (oversteering and understeering)
Die klassische Definition des Über- und Untersteuerns nach Olley (1940)
[WALLQUE] lautet:
Der zum Befahren einer Kreisbahn notwendige Lenkwinkel bei einem übersteuernden Fahrzeug ist kleiner, bei einem untersteuernden Fahrzeug größer als
derjenige, der bei neutralem Fahrverhalten erforderlich wäre.
Bei einem übersteuernden Fahrzeug ist also der durchschnittliche Schräglaufwinkel
der Räder an der Hinterachse (αh) größer als der durchschnittliche Schräglaufwinkel
der Räder an der Vorderachse (αv).
Bei einem untersteuernden Fahrzeug ist es umgekehrt.
(20)
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Abbildung 2-87: Charakteristische Fahrzustände nach der Definition von Olley [WALLQUE]
Im Allgemeinen wird ein untersteuerndes Fahrzeug als „gutmütiger“ bewertet als ein
übersteuerndes Fahrzeug, da die intuitive Reaktion des „Durchschnittsfahrers“ beim
Erreichen des Grenzbereiches („vom Gas gehen“, Bremsen, langsame Lenkreaktion)
bei einem übersteuernden Fahrzeug zur zusätzlichen Verschärfung der Situation
beiträgt, wohingegen die Situation bei einem untersteuerndem Fahrzeug durch diese
Reaktion entschärft werden kann.
Ein neutrales bis leicht übersteuerndes Fahrverhalten wird allerdings in Testberichten
oft als „sportlich“ bewertet, was bei der fahrdynamischen Auslegung des Fahrzeuges
gemäß dem Markenimage des Fahrzeugherstellers berücksichtigt werden muss.
2.3.5.2.
Schräglaufwinkel und Radlastdifferenz
(slip angle and dynamic wheel
load distribution)
Um einem Fahrzeug ein gewünschtes Eigenlenkverhalten (übersteuernd/untersteuernd) zu verleihen, ist es notwendig, den Schräglaufwinkel einer Achse zu
beeinflussen. Der Schräglaufwinkel eines Reifens und damit der gesamten Achse ist
abhängig vom Reifen selber (Bauart, Gummimischung,…) und von den Größen
Seitenkraft und Radlast (Kapitel 2.1.3.3, Seite 53).
•
je höher bei gleichbleibender Seitenkraft die Radlast ist, desto kleiner ist der
Schräglaufwinkel bei Kurvenfahrt
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-98je kleiner bei gleichbleibender Radlast die wirkende Seitenkraft ist, desto
•
kleiner ist der Schräglaufwinkel bei Kurvenfahrt.
Für ein mehr untersteuerndes Verhalten ist also z.B. der durchschnittliche
Schräglaufwinkel der Räder der Vorderachse zu vergrößern.
Dazu ergreift man Maßnahmen, die dazu führen, dass Radlast vom kurveninneren
auf das kurvenäußere Rad transferiert wird (Beeinflussung der Lage des
Wankzentrums, Querstabilisator, Wahl der Federhärten, …). Die Summe der beiden
Radlasten (Achslast) bleibt dabei immer konstant. Das kurvenäußere Rad gewinnt
Radlast hinzu und kann daher mit demselben Schräglaufwinkel eine höhere
Seitenkraft übertragen. Allerdings verliert das kurveninnere Rad an Radlast und
überträgt dadurch weniger Seitenkraft. Wegen des degressiven Verhaltens des
Reifens fällt der Zugewinn an Seitenkraft kurvenaußen geringer aus als der Verlust
kurveninnen. Die übertragbare Seitenkraft sinkt also in Summe. Damit wieder die
ursprüngliche
Höhe
der
Seitenkraft
übertragen
werden
kann,
muss
der
Schräglaufwinkel vergrößert werden, wodurch die maximal übertragbare Seitenkraft
laut Kennfeld wieder steigt.
Der vergrößerte Schräglaufwinkel an der Vorderachse erzeugt gemäß Definition ein
vermehrt untersteuerndes Verhalten.
2.3.6.
Auslegungskriterien für die kinematischen Achsparameter
(dimensioning the kinematic suspension parameters)
2.3.6.1.
Radstand, Spurweite
Ein größerer Radstand bei identischem Massenträgheitsmoment des Fahrzeugs um
die Hochachse bedeutet weniger erforderliche Seitenkräfte zur Erzeugung der für
die Kurvenfahrt erforderlichen Giergeschwindigkeit.
Ein großer Radstand bewirkt weiters geringere Nickwinkel durch die längere
Abstützbasis für die dynamische Achslastverteilung beim Beschleunigen und
Bremsen.
Bei gleichem Einschlagwinkel entsteht durch größeren Radstand allerdings auch ein
größerer Wendekreis (siehe Lenkungs-Auslegung Ackermann-Bedingung).
Eine große Spurweite (dadurch große Federabstützbasis) bewirkt kleinere Beträge
der
dynamischen
Radlastverteilung
beim
Wanken
und
dadurch
geringere
Wankwinkel (bei gleichen Aufbau- und Stabilisatorfederraten).
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-99-
2.3.6.2.
Wankzentrum (roll center)
Ein vergleichsweise hoch gelegenes Wankzentrum ergibt eine größere Abstützung
der Seitenkräfte über die Radaufhängungsteile (Lenker) und weniger Abstützung
über die Aufbaufedern. Dadurch ergeben sich geringere Wankwinkel, da die
dynamischen Radlasten weniger über die Radfedern und mehr über die
Aufhängungsteile abgestützt werden (ähnlich der Nickabstützung 2.3.6.4), aber auch
eine Minderung des Komforts durch die härtere Abstützung.
Ein hoch liegendes Wankzentrum bewirkt außerdem eine große Spurweitenänderung
beim Einfedern (Abbildung 2-88). Beim Überfahren von Bodenwellen treten dadurch
Schräglaufwinkel an den Rädern auf. Dadurch entstehen Seitenkräfte, die das
Fahrzeug aus der Spur treiben.
Abbildung 2-88: Änderung der Spurweite beim Einfedern für hoch (links) und niedrig (rechts)
liegendes Momentanzentrum anhand einer mittig angelenkten Pendelachse
Läge das Wankzentrum oberhalb des Schwerpunktes des Wagenkastens, so würde
sich der Wagenkasten bei Kurvenfahrt nach innen neigen (ähnlich einem Motorrad).
Bei der Auslegung einer Radaufhängung muss darauf geachtet werden, dass sich
die Position des Wankzentrums beim Einfedern i.A. ändert. Diese Änderung muss so
ausgelegt werden, dass die Anforderungen an die Lage des Wankzentrums in allen
Einfeder- und Wankstellungen erfüllt werden. Hier müssen oft Kompromisse
eingegangen
werden,
da
viele
Achssysteme
eine
völlig
freie
Wahl
des
Wankzentrums nicht zulassen.
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B 10009
-100-
2.3.6.3.
Wankachse (roll axis)
Die Wankachse wird oft von vorne nach hinten ansteigend ausgelegt, d.h. das
Wankzentrum hinten liegt höher als das Vordere (Abbildung 2-89). Dadurch entsteht
hinten eine größere Radlastdifferenz und damit werden zur Übertragung der
Seitenkräfte größere Schräglaufwinkel notwendig. Es entsteht ein tendenziell
übersteuerndes Fahrverhalten.
Abbildung 2-89: Lage der Wankachse (Momentanachse) [MITSCHC]
Es ist jedoch zu bedenken, dass der Einsatz von Stabilisatorfedern auf denselben
Effekt abzielt, wobei sich beide Maßnahmen gegenseitig beeinflussen.
2.3.6.4.
Längspol (longitudinal pole)
Die Lage der Längspole von Vorder- und Hinterachse wird so gewählt, dass bei
Lastwechseln (Anfahren/Bremsen) ein sogenannter Nickausgleich stattfindet. Das
bedeutet, dass sich der Wagenkasten vorn beim Anfahren weniger stark aufbäumt
(anti-squat) bzw. dass er beim Bremsen weniger stark einsinkt (anti-dive).
Die Anti-dive-Auslegung soll hier für den Lastfall Bremsen mit den Bremsen im
Radträger (Radträger ist Momentenstütze) dargestellt werden:
Die Trägheitskraft des Wagenkastens (im Schwerpunkt) FT und die in den
Radaufstandspunkten angreifenden Kräfte FV und FH sind beim Bremsen im
Gleichgewicht. Daher schneiden sich ihre Wirkungslinien in einem Punkt C
(Abbildung 2-90). Die statische Gewichtskraft des Fahrzeuges und ihre Abstützung
auf der Fahrbahn durch senkrecht wirkende Kräfte in den Radaufstandspunkten
werden hier der Einfachheit halber weggelassen. FV und FH setzen sich aus den
Anteilen der Bremskraft FBV und FBH und der dynamischen Achslastverteilung ΔFZV
und ΔFZH zusammen. Dabei tritt beim Bremsen durch FT am Vorderrad die
Feb. 2010
B 10009
-101zusätzliche Belastung ΔFZV
des Rades auf, am Hinterrad die Entlastung ΔFZH,
welche i.A. kleiner ist als die statische Aufstandskraft, weshalb das Fahrzeug hinten
nicht abhebt.
Die Lage von C in horizontaler Richtung ist abhängig von der momentanen
Bremskraftverteilung vorne/hinten.
Abbildung 2-90: Kräfte beim Bremsvorgang
Für die Vorderachse gilt: Die Kraft FV muss über die Radaufhängung und die
Aufbaufeder in die Karosserie eingeleitet, also abgestützt werden. FV wird in zwei
Teile FPV und ΔFFV aufgespaltet. FPV ist der Teil von FV, welcher über die Radaufhängung abgestützt wird, also über die Achslenker und Achslenkerlagerungen. Diese
Abstützung erfolgt momentan unabhängig von der Art der Radaufhängung über den
Längspol PLV. FPV alleine bewirkt demnach eine Belastung und Kraftübertragung
durch die Achslenker, jedoch kein Einfedern des Rades, da kein Moment um den
Längspol auftritt.
ΔFFV ist der Anteil von FV in Richtung der Aufbaufeder. Diese Kraft bewirkt nun das
Einfedern. Sie ist jedoch kleiner als die ursprüngliche dynamische Radlaständerung
ΔFZV. Damit ist auch die Nickbewegung verringert.
Der Bremsnickausgleich ist demnach die Umverteilung der Radlaständerung von der
Feder in die Radaufhängung und er ist durch die Lage des Längspoles PLV
beeinflussbar.
Dabei gibt der Winkel ε an, wie stark diese Umverteilung sein soll. Ist ε=0, so wird die
gesamte Bremskraft über den Längspol und damit mittels der Achslenker am
Feb. 2010
B 10009
-102Wagenkasten abgestützt. Die Aufbaufeder muss in diesem Fall keine zusätzlichen
Kräfte aufnehmen und behält damit ihre Länge. Falls PLV auf Höhe der Fahrbahn
läge, würde die komplette dynamische Radlaständerung ausschließlich über die
Feder übertragen werden und bewirkte eine starke Längenänderung der Feder
(=Einfedern des Rades). Läge PLV oberhalb der Wirkungslinie von FV, so träte sogar
ein Ausfedern der Vorderachse beim Bremsen ein (Für Fahrzeuginsassen nicht
zumutbar).
Ähnliche Überlegungen wie für die Vorderachse gelten für die Wahl des Längspoles
der Hinterachse. Hier wird ein zu starkes Ausfedern beim Bremsen verhindert.
2.3.6.5.
Vorspurwinkel (toe angle)
Der statische Vorspurwinkel (ständiger Schräglaufwinkel) wird dazu benutzt, den
Reifenlatsch soweit zu verformen, dass eine geringe Seitenkraft auftritt. Es entsteht
also eine Vorspannung des Latsches, damit bei Lenkbewegungen durch den Fahrer
schnell Seitenkräfte aufgebaut werden können. Dies ermöglicht schnelle Reaktionen
des Fahrzeuges auf Lenkbefehle.
Große Vorspurwinkel bewirken hohen Reifenverschleiß.
Vorspuränderung bei Federvorgängen
Durch die Auslegung von Achs- und Lenkkinematik lässt sich der Vorspurwinkel beim
Einfedern beeinflussen. Oft ist das Auslegungsziel hier das selbstständige Lenken in
Richtung Nachspur beim Einfedern des Vorderrades (oder Lenken Richtung Vorspur
beim Einfedern des Hinterrades). Dies entspricht einem untersteuernden Verhalten
im Lastfall „Bremsen in der Kurve“.
2.3.6.6.
Sturz (camber)
Ähnlich wie bei der Vorspureinstellung dient ein statischer Sturz dazu, dass
Sturzseitenkraft erzeugt wird um ein schnelles Ansprechen zu gewährleisten. Große
statische Sturzwinkel bewirken einseitigen Reifenverschleiß.
Sturzänderung bei Federvorgängen
Die Auslegung der Achskinematik zielt darauf ab, dass die kinematische
Sturzänderung des Rades relativ zum Fahrzeug beim Einfedern den Wankwinkel
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B 10009
-103möglichst kompensiert. Das bedeutet dass der Sturzwinkel des Rades relativ zur
Fahrbahn beim Einfedern erhalten bleibt oder sich zumindest nicht zu stark
verkleinert.
2.3.6.7.
Lenkungsparameter (steering parameters)
Störkrafthebelarme
Der Störkrafthebelarm beim Antreiben (Abschnitt 2.3.4.3 Seite 94) sollte in Hinblick
auf minimale Rückwirkung auf die Lenkung bei frontgetriebenen Fahrzeugen
möglichst klein gehalten werden.
Für den Störkrafthebelarm beim Bremsen gelten dieselben Aussagen wie für den
Lenkrollradius:
Lenkrollradius
Der Lenkrollradius stellt den Hebelarm einer Längskraft um eine senkrecht stehende
Schwenkachse dar (für nicht senkrecht stehende Schwenkachsen ist für die
folgenden Betrachtungen der Störkrafthebelarm beim Bremsen heranzuziehen).
Damit hat er eine große Auswirkung auf das Lenkverhalten eines Fahrzeuges beim
Bremsen. Dies kommt dann zum Tragen, wenn die Bremskräfte am linken und
rechten Rad unterschiedlich groß sind (z.B. durch unterschiedliche Haftung der
Reifen oder ungleichmäßig ziehende Vorderradbremsen, bei einer pulsierenden
ABS-Bremsung oder auch im Falle des Ausfalles eines Bremskreises). Grundsätzlich
sind deswegen betragsmäßig kleine Lenkrollradien anzustreben. Insbesondere
negative Lenkrollradien haben Vorteile.
Abbildung 2-91 zeigt einen einseitigen Bremsvorgang bei losgelassener Lenkung.
Durch den negativen Lenkrollradius dreht die Bremskraft P1 das gebremste
Vorderrad 1 einwärts. Das ungebremste Rad 2 wird über das Lenkgetriebe auswärts
gedreht. Durch die Schräglaufwinkel α1, α2 bauen sich Seitenführungskräfte S1, S2
auf und ergeben ein Moment MS = S1.e1+S2.e2 um den Schwerpunk des Fahrzeuges.
Dieses Moment wirkt dem Bremskraftmoment Mb = P1.ep entgegen.
Feb. 2010
B 10009
-104-
Abbildung 2-91: Kräfte am Fahrzeug bei negativem Lenkrollradius [BANNH]
Die Vorderräder drehen beim Bremsen so lange gegen, bis Gleichgewicht der
Bodenkräfte um die Schwenkachsen L herrscht. Es gilt dann
(21)
P1 * y g 1 = S 1 * x g 1 + S 2 * x g 2
Die Kräfte S1, S2 greifen hinter der Radmitte an (Reifenlatsch bzw. Reifennachlauf):
xg1, xg2. Jetzt ist die Lenkung momentenfrei, sie stabilisiert sich selbst, die
Vorderräder bleiben eingeschlagen stabil stehen.
Durch
dieses
automatische
Gegenlenken
und
die
kompensierenden
Seitenkraftmomente S1.e1, S2.e2 um den Schwerpunkt Sp kann das Drehen um die
Hochachse des Fahrzeuges stark verringert oder ganz aufgehoben werden, wenn
die Summe der Momente um die Hochachse Null wird.
M Sp = 0 = R1 * e R + ( S 3 + S 4 )* e3 - S 2 * e2
(22)
Das Fahrzeug dreht nicht mehr, es verbleibt eine Kraftkomponente quer zur
Fahrtrichtung.
Feb. 2010
B 10009
-105Abbildung 2-92 zeigt die Kursabweichungen von Fahrzeugen mit positivem und
negativem Lenkrollradius bei losgelassenem Lenkrad und einseitig wirkender
Bremskraft.
A ... positiver Lenkrollradius (50 mm),
B ... negativer Lenkrollradius (-10 mm),
Anfangsgeschwindgkeit 80 km/h
Vorderrad links,
Räder diagonal,
Räder
einer Wagen-
seite gebremst.
Abbildung 2-92: Kursabweichungen von Fahrzeugen mit positivem und negativem
Lenkrollradius [BANNH]
Spreizung, Nachlauf
Der Spreizwinkel erzeugt beim Einlenken eine Sturzänderung in Richtung positiven
Sturz, dadurch nimmt die maximale Seitenführungskraft ab, was ein untersteuerndes
Verhalten bewirkt. Mit größerem Spreizwinkel verstärkt sich diese Tendenz.
Die Wahl des Spreizwinkels ist oft durch die Lage von geometrischen Gelenkpunkten
für die Schwenkachse eingeschränkt. Ein großer Spreizwinkel erzeugt auch eine (oft
erwünschte) Lenkrückstellkraft bei eingeschlagenen Rädern (Gewichtsrückstellung).
Aus diesen Gründen sind Spreizwinkel unter ca. 3° nicht realisiert.
Mit kleinen Spreizwinkeln erreicht man gleichzeitig die Verringerung der beiden
Störkrafthebelarme
beim
Antreiben
und
Bremsen,
was
insbesondere
für
frontangetriebene Fahrzeuge wichtig ist.
Durch positiven Nachlauf erreicht man die Stabilisierung des Rades im wichtigen
Lastfall Bremsen, da die Bremskraft das Rad ziehend in Geradeausstellung dreht
(vergleichbar mit den drehbaren Rädern am Einkaufswagen). Dadurch wird beim
Bremsen ein Eindrehen der Lenkung verhindert.
Ein großer Nachlaufwinkel bewirkt durch Anheben des Vorderwagens eine
Gewichtsrückstellung der Lenkung und eine Abmilderung der Sturzeinbuße durch
den Spreizwinkel beim Lenken. Durch große Nachlaufwinkel entstehen allerdings
Feb. 2010
B 10009
-106auch hohe Lenkkräfte. Die Nachlaufstrecke ist der Hebelarm, unter dem eine
Seitenkraft auf die Schwenkachse wirkt. Je größer diese Strecke, desto größer wird
die durch die Seitenkraft erzeugte Lenkrückstellung. Zudem wird durch eine große
Nachlaufstrecke die Rückmeldung über die Reifenhaftung an den Fahrer verbessert,
da kleine Seitenkraftschwankungen besser spürbar werden.
Lenkwinkeldifferenz
Die Ackermannbedingung zeigt die theoretisch erforderlichen Einschlagwinkel der
beiden
Vorderräder
Geschwindigkeiten
für
„seitenkraftfreies
(Abbildung
2-93).
Alle
Rollen“
Räder
bei
sehr
geringen
beschreiben
eine
Momentanbewegung um den Mittelpunkt der Bahnkurve (Momentanpol) des
Fahrzeuges. Aus dieser Bedingung ergeben sich abhängig von Radstand und
Spurweite unterschiedliche Einschlagwinkel für das kurvenäußere (δVa) und das
kurveninnere (δVi) Vorderrad, damit beide ohne Schräglaufwinkel (und damit ohne
Schlupf und Seitenkraft) rollen können.
Abbildung 2-93: Ackermann-Radstellung bei seitenkraftfreiem Rollen [MITSCHC]
Diese erforderliche Lenkwinkeldifferenz („Ackermannbedingung“) ist in Abbildung
2-94
über
dem
Einschlagwinkel
des
kurvenäußeren
Rades
aufgetragen
(„Ackermann-Lenkung“).
Feb. 2010
B 10009
-107-
Abbildung 2-94: Änderung der Spurdifferenzwinkel mit dem Radeinschlag bei verschiedenen
Lenkungsauslegungen [MITSCHC]
Bei größeren Geschwindigkeiten beginnt die Fliehkraft des Wagenkastens
signifikante Größe zu erreichen. Sie muss durch Seitenkräfte an den Rädern
abgestützt werden, was nur möglich ist, wenn Schlupf zwischen Fahrbahn und
Reifen auftritt. Je nach Größe und Aufteilung dieses Schlupfes (Schräglaufwinkel)
unter den vier Rädern verändert sich infolgedessen die Position des Momentanpols
der Kurvenfahrt.
Für besseres Ansprechen der Lenkung weichen übliche Lenkgeometrien für PKW
von der Ackermann-Bedingung in Richtung Paralleleinschlag (Lenkwinkeldifferenz =
0) ab (Abbildung 2-94). Das kurvenäußere Rad mit der höheren Radaufstandskraft
nimmt damit schneller größere Schräglaufwinkel an, was zu größeren Seitenkräften
und schnellem Ansprechen führt. Bei Rennwagen werden teilweise „überparallele“
Lenkgeometrien eingesetzt.
Lenkwinkel
Das
Lenkgestänge
muss
so
ausgelegt
sein,
dass
bei
allen
Lenk-
und
Federbewegungen keine Strecklagen der Gelenke auftreten. Der maximale
Feb. 2010
B 10009
-108Lenkwinkel ist meist durch Achsbauteile oder bei frontgetriebenen Fahrzeugen durch
die maximalen Beugewinkel der Gleichlaufgelenke begrenzt. Im Sinne eines
einfachen Manövrierens sind möglichst große Lenkwinkel anzustreben.
2.3.7.
Auslegung der Federraten (dimensioning the spring rates)
Aufbaufeder
Härtere Aufbaufedern verringern die Einfederwege und damit den Wankwinkel des
Wagenkastens.
Dementsprechend
wird
allerdings
auch
der
Fahrkomfort
eingeschränkt.
Die Federübersetzung iFeder ist definiert als Einfederweg der Feder bezogen auf den
Einfederweg des Rades. Je nach Achskinematik verändert sich dadurch auch bei
linearer Aufbaufeder die Federrate am Rad über dem Einfederweg.
Stabilisatorfeder
Die Wahl der Aufbaufederhärten ergibt zunächst einen bestimmten Wert für die
Wanksteifigkeit (Wankfederrate) des Wagenkastens. Diese ist zusätzlich abhängig
von der Lage des Wankzentrums und der Richtung der Anlenkung der Aufbaufeder
am Wagenkasten.
Durch
Hinzufügen
einer
Stabilisatorfeder
hat
man
die
Möglichkeit,
diese
Wankfederrate unabhängig davon zu beeinflussen.
Die Stabilisatorfeder ist eine Drehfeder, die die linke und rechte Seite einer
Radaufhängung miteinander verbindet und gelenkig im Wagenkasten gelagert ist.
Bei gleichseitigem Einfedern bleibt diese Feder ohne Wirkung. Beim Wanken
(wechselseitiges Federn) jedoch wird die Stabilisatorfeder tordiert. Es resultiert
daraus eine höhere Normalkraft (Radaufstandkraft) am kurvenäußeren Rad und eine
niedrigere Normalkraft am kurveninneren Rad. Es kommt also zu einer Umverteilung
der gesamten Achslast der Achse von Kurveninnen nach Kurvenaußen. Nach
Abbildung 2-39 nimmt die maximal übertragbare Seitenkraft des kurveninneren
Rades in höherem Maße ab, als die maximal übertragbare Seitenkraft des
kurvenäußeren
Rades
durch
die
höhere
Radlast
zunimmt
(degressives
Reifenverhalten). In Summe sinkt also die maximal übertragbare Seitenkraft der
Achse (linke Seite + rechte Seite). Um jedoch dieselbe Seitenkraft übertragen zu
können
Feb. 2010
wie
ohne
Stabilisatorfeder,
nimmt
die
Achse
einen
größeren
B 10009
-109Schräglaufwinkel an (sie „rutscht“ mehr). Dadurch entsteht bei Anwendung einer
Stabilisatorfeder an einer Vorderachse ein tendenziell untersteuerndes Verhalten des
gesamten Fahrzeuges. Ist eine Stabilisatorfeder an einer Hinterachse eingesetzt, so
verstärkt sich die Tendenz zum Übersteuern (siehe auch Kapitel 2.3.5.2, Seite 97).
2.3.8.
Elastokinematik (elasto-kinematics)
Achslenker sind heutzutage nicht mittels starrer Gelenke mit dem Wagenkasten
verbunden, sondern elastisch mittels Gummilagern. Dadurch wird der Fahrkomfort
von Personenwagen verbessert. Die elastische Anbindung der Lenker bewirkt aber
auch eine Verschiebung der Lenker, wenn im Lenker eine Kraft übertragen wird.
Dabei ist die Verschiebung umso größer, je größer die wirkende Kraft ist. Die
Verschiebung
kann
benutzt
werden,
um
der
Radaufhängung
erwünschte
kinematische Eigenschaften zu verleihen, die dann zum Tragen kommen, wenn
Kräfte einwirken (Beispiel: Bremsen). Dies ist in Abbildung 2-95 anhand einer
Federbeinachse dargestellt.
Abbildung 2-95: Elastokinematik bei einer gelenkten Achse unter Längskrafteinfluss
(Draufsicht)
Feb. 2010
B 10009
-110Unter Längskrafteinwirkung (FB) wird das weiche hintere Karosserielager (B,
symbolisiert durch Feder) komprimiert. Das vordere Lager (A) ist härter und wirkt als
Drehpunkt zwischen Achslenker und Wagenkasten. In Kombination mit der starr
gelagerten Spurstange (C-E) und der Schwenkachse (durch D) ergibt sich insgesamt
durch die Bremskraft ein geringfügiges Lenken des Vorderrades in Richtung
kurveninnen (Richtung Vorspur) um den Momentanpol P. Bei einem Bremsvorgang
mit unterschiedlichen Bremskräften links und rechts ergibt dies ein geringfügiges
Gegenlenken gegen das durch die Bremskräfte erzeugte Giermoment.
2.3.9.
Fahrverhalten bei Seitenwind
(driving behaviour under crosswind
conditions)
Neben dem Luftwiderstand in Fahrtrichtung (Kapitel 0) treten auch durch Seitenwind
verursachte Giermomente des Wagenkastens auf. Abbildung 2-96 zeigt die am
Fahrzeug vorherrschenden Kräfteverhältnisse bei Seitenwind. Die Summe der
Seitenkräfte ist die im Druckpunkt D angreifende Seitenkraft FS. Da die Lage des
Druckpunktes von Karosserieform und Anströmwinkel abhängig ist, wählt man für
eine allgemeine Betrachtung oft den Bezugspunkt in Wagenmitte am vorderen
Karosseriende. Die nun angreifenden Kräfte und Momente sind FS und MZ. FS + MZ
in 0 angreifend entspricht FS in D angreifend.
Seitenwindkraft:
FS = cS * ρ/2 * vS2 * AS
(23)
Giermoment:
MZ = cMZ * ρ/2 * vS2 * AS * l
(24)
cMZ ... Giermomentbeiwert,
cS ... Seitenwindkraftbeiwert
As ... projizierte Seitenfläche des Fahrzeuges
Feb. 2010
B 10009
-111-
Abbildung 2-96: Kräfteverhältnisse an einem Fahrzeug bei Seitenwind und
Seitenwindkraftbeiwert in Abhängigkeit vom Anströmwinkel [BOSCH]
Die Luftseitenkraft wird über die Seitenführungskräfte der Räder abgestützt. In
Abhängigkeit von der Karosserieform liegt bei bestimmten Anströmbedingungen der
Druckpunkt
in
einem
gewissen
Abstand
in
Fahrtrichtung
vor
dem
Fahrzeugschwerpunkt. Eine möglichst geringe Beeinflussung des Fahrverhaltens
durch Seitenwind ist bei möglichst kurzer Entfernung Druckpunkt -Schwerpunkt
gegeben. Greift die Seitenwindkraft im Schwerpunkt an, so verteilen sich die nötigen
Seitenführungskräfte auf Vorder- und Hinterachse im Verhältnis der Radlasten, d.h.
es herrscht an beiden Achsen das gleiche Verhältnis von Aufstandskraft zu
Seitenkraft.
•
Bei vorne – liegendem Schwerpunkt wirkt die Seitenkraft wegen des an der
Vorderachse nötigen höheren Schräglaufwinkels "abdrehend",
•
bei hinten – liegendem Schwerpunkt "eindrehend".
Der Schwerpunkt bewegt sich in Richtung der dem Wind abgewandten Seite der
ursprünglichen Kurslinie.
2.3.10.
Überhöhte Fahrbahn (inclined road)
Für die Fliehkraft in der Kurve gilt nach Abbildung 2-97:
F cf =
Feb. 2010
m * v2
(25)
rk
B 10009
-112-
b Spurweite in m
hs Schwerpunkthöhe in m
Abbildung 2-97: Fliehkraft in der Kurve [BOSCH]
Summe der Seitenkräfte = Summe der Radlasten mal Reibbeiwert
Fct .cos β - G.sin β = (Fct .sin β + G.cos β ) µ
(26)
Die Beziehungen für die erreichbaren Grenzgeschwindigkeiten sind in Abbildung
2-98 angegeben.
Abbildung 2-98: Grenzgeschwindigkeiten bei Kurvenfahrt [BOSCH]
Bei 10%iger Überhöhung (tan β = 0,1) und μ = 1 kann die Fahrgeschwindigkeit um
10 % gesteigert werden. Bei vereister Straße (μ = 0,1) kann bei tanα = 0,1 die
Fahrgeschwindigkeit um 42 % gesteigert werden.
Feb. 2010
B 10009
-113Die Grenze der Querneigung einer Straße wird dadurch gegeben, dass ein sehr
langsames Fahrzeug nicht quer abrutschen darf. Es muss somit eingehalten
werden:
Seitenkraft
bei
Querneigung
gleich
Haftbeiwert
mal
Radlast
bei
Querneigung.
2.3.11.
Berechnung
der
Fahrzeugneigung
bei
Kurvenfahrt
(calculation of vehicle pitch in bends)
2.3.11.1. Mechanisches Ersatzsystem (mechanical model)
Das
statisch
unbestimmte
Problem
des
vierrädrigen
Fahrzeuges
unter
Trägheitskrafteinfluss wird in der Praxis meist mittels Mehrkörper-Simulation
analysiert,
da
das
Zusammenwirken
von
Kinematik,
Federhärten,
Federübersetzungen und Reifenverhalten sehr komplex ist.
Für eine analytische Berechnung des Fahrzustandes sind Vereinfachungen zu
treffen. Solche Vereinfachungen sind in Abbildung 2-99 getroffen.
Der Aufbau des Fahrzeuges ist durch ein dick ausgezogenes Stabwerk ersetzt, das
in den Momentanpolen MPV und MPH gelagert ist und sich über die vorderen und
hinteren Federn auf die Achsen abstützt.
Feb. 2010
B 10009
-114-
Abbildung 2-99: Mechanisches Ersatzsystem eines Fahrzeuges mit Starrachse zur Berechnung
der Kräfte und Momente bei stationärer Kurvenfahrt [HDBKFZ]
2.3.11.2. Moment um die Momentanachse (roll axle torque)
Die im Aufbauschwerpunkt SPA angreifende Fliehkraft mAv2/ρ des Aufbaues mit der
Masse mA erzeugt um die Momentanachse ein Moment mA(v2/ρ)h'. Da der
Schwerpunkt SPA durch die Drehung um die Momentanachse seitlich um h.sinψ
ausgelenkt wird, entsteht noch ein weiteres Moment der Größe GAh' sinψ ≈ GAh'ψ.
Das Gesamtmoment beträgt
2
M = m A v h′ + G A h′ ψ
(27)
ρ
Feb. 2010
B 10009
-115Die Fliehkraft wird der Lage des Aufbauschwerpunktes entsprechend auf die
Momentanpole verteilt, so dass nach Abbildung 2-99b dort die Kräfte mA(v2/ρ)(lH,A/l)
bzw. mA(v2/ρ)(lV,A/l) auftreten (ρ≅Kurvenradius). lV,A und lH,A sind die Abstände von
den Achsen zum Aufbauschwerpunkt.
2.3.11.3.
Rollwinkel des Wagenkastens, Wankmomente
(Roll angle of vehicle
body, rolling torque)
Das Moment M wird durch die Fahrzeugfedern auf die Achsen übertragen.
Kennt
man
den
Neigungswinkel
des
Fahrzeugaufbaues
und
führt
die
Wankfedersteifigkeiten CV und CH - physikalisch gesehen handelt es sich um
Drehfederkonstanten - an Vorder- und Hinterachse ein, so ist
M = ( C V + C H )ψ
(28)
daraus errechnet sich aus Gl.(28) der Wankwinkel
ψ=
mA
v 2 h′
ρ
C V + C H - G A h′
=
G A h′
a
C V + C H - G A h′
(29)
2
a= v
g* ρ
Die Federmomente an den einzelnen Achsen lauten dann
M F,V = CV * ψ =
CV
G A h ′a
CV + C H - G A h ′
(30)
M F,H = C H * ψ =
CH
G A h ′a
′
+
h
CV C H G A
Jetzt können wir uns mit Abbildung 2-99c und d befassen und dort die Kräfte an der
Vorder- und Hinterachse betrachten. Das Moment der Radlastdifferenzen ∆ρ * s hält
Feb. 2010
B 10009
-116drei Momenten das Gleichgewicht. An der Vorderachse beispielsweise (Abbildung
2-99c) sind das die anteilige Fliehkraft des Aufbaues mA(v2/ρ)(lH,A/l) mit dem Abstand
Wankzentrum MPV-Straße, genannt pV, die Fliehkraft der Vorderachse mVv2/ρ mit
dem Abstand Achsschwerpunkt SPV-Straße, mit hV bezeichnet, und das
Federmoment MF,V.
∆ PV sV = m A
v 2 l H,A
v2
pV + M F,V + mV hV
ρ l
ρ
(31)
∆ PH sH = m A
v 2 lV,A
v2
p H + M F,H + m H _ h H
ρ l
ρ
2.3.11.4. Dynamische Radlasten (Dynamic wheel loads)
Die Radlaständerungen gegenüber dem statischen Zustand ergeben sich daraus
nachdem noch die Momente MF,V und MF,H eingeführt wurden, zu
 l H,A
∆ PV = G A a 
 l
 lV,A
∆ P H = G A a 
 l
h ′ GV hV 
CV
,
+
sV CV + C H - G A h ′ sV G A sV 
(32)
pH
h′ G H hH 
CH

+
+
s H CV + C H - G A h ′ s H G A s H 
pV
+
Unterschiedliche Radlasten an einer Achse werden als nachteilig angesehen, weil
dadurch die Schräglaufwinkel vergrößert werden und damit die Schleudergrenze
schon bei kleineren Geschwindigkeiten erreicht wird.
Die Radlasten hängen bei gegebener bezogener Querbeschleunigung v2/ρg von
folgenden, teils konstruktiven Größen ab [MITSCHC]:
•
Schwerpunktslage lVA/l, lHA/l, hV, hH,
•
bezogene Höhe der Momentanzentren pV/sV, pH/sH,
•
bezogene Schwerpunktshöhe über Momentenachse h´/sV, h´/sH,
Verhältnis der Wankfederkonstanten CV/(CV+CH-GAh´), CH/(CV+CH-GAh´)
Feb. 2010
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-117-
3. Fahrzeugbaugruppen (Vehicle assemblies)
3.1.
Radaufhängung (Wheel suspension systems)
Forderungen an vordere und hintere Radaufhängung:
optimale Fahrsicherheit, bei bestem Komfort und geringem Gewicht. Dies bedeutet:
•
exakte Führung der Räder,
•
einwandfreie und leichte Lenkbarkeit der Vorderachse sowie
•
Fernhalten von Abrollgeräuschen vom Aufbau und
•
Übertragung der an den Radaufstandpunkten vorhandenen Kräfte zum
Aufbau.
Aufnahme der Radaufhängung an der Karosserie:
•
Karosserie ist meist selbsttragend ausgebildet (leichter, wirtschaftlicher). Ein
•
Rahmen findet nur noch in Einzelfällen wie einigen Geländefahrzeugen
Verwendung.
Die Achsen müssen nicht immer am Aufbau selbst, sondern können gelegentlich an
einem zwischengeschalteten Fahrschemel befestigt werden, der eine Montageeinheit mit der eigentlichen Radaufhängung bildet (leichtere Einstell- und
Montagearbeiten, einfachere Geräuschisolation).
Konstruktive Unterschiede der Radaufhängungen ergeben sich u.a. aus folgenden
Randbedingungen:
Anwendungsfall:
•
gelenkt oder nicht gelenkt
•
angetrieben oder nicht angetrieben
Raumbedarf:
•
Platzsparend sind
o Doppel-Querlenker-Aufhängungen und
o Mc-Pherson-Federbeine; sie benötigen zur Fahrzeugmitte hin weniger
Platz - günstig für die Kofferraumgestaltung.
o Raumbedarf ist größer bei den Starrachsen
Feb. 2010
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-118o Zusätzlich besteht an der Vorderachse die Forderung nach möglichst
großen Radeinschlagwinkeln.
Kinematische Eigenschaften:
•
Lage des Wankzentrums
•
Lage des Längspoles
•
Sturz- und Vorspurkurven
•
Elastokinematik
3.1.1.
Federung (cushioning)
Zur Abfederung des Aufbaus finden folgende Federarten Verwendung (Abbildung
3-1):
•
Stahlfedern
•
Luftfederung, Gasfederung
•
Hydropneumatische Federung
•
Gummifederung - (bei Anhängern, landwirtschaftlichen Fahrzeugen und als
Anschlagpuffer (Zusatzfeder))
Abbildung 3-1: Einteilung der Fahrzeugfedern [BOSCH2]
Feb. 2010
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-119-
3.1.1.1.
Stahlfedern (steel springs)
Blattfedern
Blattfedern finden bevorzugt bei der Abfederung starrer Achsen an LKW (Abbildung
3-2, Abbildung 3-3) und vereinzelt noch in PKW Verwendung.
Abbildung 3-2: Angetriebene LKW Doppelstarrachse mit Blattfedern von Scania [LASTOB2]
Abbildung 3-3: Einblattfeder Vorderachse der MAN TGA 18.410 TS Sattelzugmaschine
[LASTOB3]
Vorteile von Blattfedern
•
mit Hilfe einer oder mehrerer Abwälzlager sind progressive Ausführungen
möglich. Die Feder wird dadurch beim Einfedern härter.
Feb. 2010
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-120•
längs liegende Blattfedern übernehmen oft kostengünstig die seitliche
Führung der Achse. Damit können Querlenker eingespart werden.
•
Weiterhin besteht die Möglichkeit, eine quer liegende Blattfeder elastisch an
zwei Punkten aufzuhängen, wodurch die wechselseitige Kurvenfederung
härter wird als die gleichseitige Normalfederung. Eine quer liegende Blattfeder
kann somit zwei Lenker, zwei Schraubenfedern und einen Stabilisator
einschließlich Gestänge ersetzen, Abbildung 3-4.
Nachteile von Blattfedern:
•
Eigenreibung und -dämpfung
•
Seitennachgiebigkeit in Kurven
•
großer Bauraum erforderlich
•
hohes Gewicht.
Abbildung 3-4: Die quer liegende, an zwei Punkten aufgehängte Blattfeder übernimmt die
Abfederung und Stabilisierung [REIMP2]
Torsionsstabfeder
Vorteil:
Erfordert
Radlenker,
aber
ergibt
genau
definierte
Verhältnisse
hinsichtlich
Radführung, Federung, Dämpfung. Außerdem ist eine Niveauregulierung bei gleich
bleibender Federrate möglich Abbildung 3-5.
Nachteil:
Nachteil aller Torsionsstäbe ist die große erforderliche Baulänge.
Feb. 2010
B 10009
-121-
Abbildung 3-5: Hinterachse des Renault 5 mit kastenförmigen Längslenkern und innen an
diesen befestigten Schwingungsdämpfern, die auch Zug- und Druckanschläge enthalten. Oben
vergrößert dargestellt ist die Höheneinstellung der Drehstäbe mittels Exzenter [REIMP2]
Schraubenfedern
Vorteil:
Sie sind platzsparend mit vielen konstruktiven Gestaltungsmöglichkeiten. Es ist die
Unterbringung innerhalb eines vorderen Fahrschemels und die Ausführung als
Federbein, also mit innen liegendem Schwingungsdämpfer, möglich. Federbeine
sind wirtschaftlich herstellbar und ggf. leicht auszuwechseln.
Ein weiterer Vorteil der Schraubenfeder ist die einfache Unterbringung zwischen
Lenker und Aufbau bei Hinterradaufhängungen, wobei durch Wickeln mit
unterschiedlicher Steigung bzw. aus konischem Draht zusätzlich eine Progressivität
erreicht
werden
kann.
Abbildung
3-6
zeigt
eine
AUDI-Hinterachse
mit
Schraubenfedern.
Feb. 2010
B 10009
-122-
Abbildung 3-6: Trapezlenkerhinterachse mit Schraubenfedern des Audi A4 ab 2000 [ATZ5]
3.1.1.2.
Luftfederung (air cushioning)
Vorteile sind die nichtlineare (üblicherweise progressive) Federkennung sowie die
Möglichkeit der Niveauregulierung.
Nachteil ist der große Systemaufwand für Steuergeräte, Luftspeicher, Pumpen usw.
Als Beispiel einer sehr aufwändigen Luftfederung an der MAYBACH Limousine zeigen
Abbildung 3-7, Abbildung 3-8 die Vorderachse; die Hinterachse ist ähnlich
ausgeführt. Hier handelt es sich um eine reine Luftfederung mit Kompressor,
Luftverteil- und -entfeuchtersystem sowie zusätzlichen Luftspeichern, die elektronisch
wegschaltbar sind.
Feb. 2010
B 10009
-123-
Abbildung 3-7: Luftgefederte Vorderachse des Maybach ab 2002 [ATZ6]
Abbildung 3-8: Vorderachs-Luftfederbein des Maybach 62 (ab 2002) [ATZ6]
Die wesentliche Funktion ist derart, dass ausgehend von einem Druck von etwa 10
bar in der statischen Lage über die Variation der schaltbaren Speicher die
Federkennung schaltbar ist (weniger Volumen ergibt härtere Federrate). Zur
Feb. 2010
B 10009
-124Ausregelung der statischen Lage bei unterschiedlichen Beladungen dienen
Zentralspeicher (Fülldruck 16 bar).
Mit einer solchen Federung lässt sich nahezu das Optimum erreichen, der Aufwand
ist aber dementsprechend hoch.
Abbildung 3-9 zeigt die etwas einfachere Luftfederung für Vorderachse und
Abbildung 3-10 für die Hinterachse des AUDI A6 Modelljahr 2004.
Analog zu oben wird mit dem System eine Niveauregelung ermöglicht, auf Grund der
physikalischen Eigenschaften der Luftfedern steigt mit der Beladung auch die
Federrate. Damit reduziert sich die Abhängigkeit des Aufbauschwingverhaltens von
der Beladung und führt zu einem annähernd konstanten Fahrverhalten.
Abbildung 3-9: Luftfederbein an der Vorderachse [ATZ7]
Feb. 2010
B 10009
-125-
Abbildung 3-10: Getrennt angeordnete Luftfeder und Schwingungsdämpfer an der Hinterachse
[ATZ7]
Gasfedern werden weiterhin, zumeist mit Rollbalg, vor allem bei Bussen und LKW
angewendet. Die statische Fahrzeughöhe kann durch Zu- und Abpumpen von Luft in
günstiger Weise geändert werden (Einstiegshöhe bei Bussen, Bodenfreiheit).
3.1.1.3.
Hydropneumatische Federung
(hydropneumatic cushioning)
Die hydropneumatische Federung ist eine Gasfederung mit zwischengeschalteter
Ölsäule. Abbildung 3-11 zeigt einen Schnitt durch das nur wenig Platz benötigende
Federelement. Dieses enthält in der oberen Hälfte vorgespanntes Stickstoffgas, das
die eigentliche Federung leistet, und - um ein Verschäumen zu verhindern - eine
Gummimembran von der das in der unteren Hälfte und im Dämpferzylinder
befindende Hydrauliköl getrennt wird. Beim Einfedern des Rades wird das Öl vom
Kolben durch das im Zylinder sitzende Druckventil gepresst, und beim Ausfedern
drückt das Gas die Ölsäule durch das härter eingestellte Zugventil nach unten,
Abbildung 3-12.
Vorteil:
Feb. 2010
B 10009
-126Niveauregelung - durch Änderung der Ölmenge zwischen Membran und Kolben.
Sinkt der Aufbau bei Beladung ein, so sorgt der mit dem Stabilisator gekoppelte
Höhenregler, Abbildung 3-13, für ein Nachfließen von Öl aus dem unter Druck von
150 bis 1750 bar stehenden Speicher in den Zylinder. Beim Entladen des Wagens
gibt der Regler den Rücklauf zu einem nicht unter Druck stehenden Vorratsbehälter
frei.
Abbildung 3-11: Hydropneumatisches Federelement mit eingebauten Dämpfungsventilen. Die
Federarbeit übernimmt die sich über der Membran befindliche Stickstofffüllung, Citroēn GSA
[REIMP2]
Feb. 2010
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-127-
Abbildung 3-12: Einbaubeispiel des hydropneumatischen Federelementes, Citroēn GSA
[REIMP2]
Abbildung 3-13: Anordnung hydropneumatischer Federelemente im Citroēn GS. Vordere
Doppel- Querlenker-Radaufhängung, hintere Längslenkerachse, Stabilisatoren. Die
Bodenfreiheit kann mit dem Höhenverstellhebel von Hand geändert werden [REIMP2]
Feb. 2010
B 10009
-128-
3.1.2.
Schwingungsdämpfer (vibration absorber)
Die Aufgaben von Schwingungsdämpfern (oft auch als Stoßdämpfer bezeichnet)
listet Abbildung 3-14 auf.
Abbildung 3-14: Die Aufgaben der Schwingungsdämpfer [WALLQUE]
Schwingungsdämpfer werden nach dem Einrohr- und Zweirohr-Prinzip gefertigt;
Abbildung 3-15.
Abbildung 3-15: Schematischer Aufbau hydraulischer Schwingungsdämpfer [WALLQUE]
Feb. 2010
B 10009
-129-
Abbildung 3-16 zeigt typische Bauarten von Dämpfern. Abbildung 3-17 zeigt
Dämpferkennlinien nach ihrem Komfortverhalten.
Dabei hängt die Dämpfungsrate von Größe und Anzahl der Ventile sowie von der
Viskosität des verwendeten Dämpferöls ab.
Abbildung 3-16: Typische Bauarten von
Dämpfern [WALLQUE]
Abbildung 3-17: Dämpferkennlinien bei den
Einstellungen „Sport“ und „Komfort“
[WALLQUE]
Abbildung 3-18 veranschaulicht schematisch den Aufbau des Zweirohr-Dämpfers.
Zwischen Zylinder 2 und Außenrohr 3 befindet sich der Ausgleichsraum C, der etwa
bis zur Hälfte mit Öl gefüllt ist. Der restliche Teil dient zur Aufnahme sowohl des
vergrößerten Ölvolumens bei extremer Erwärmung (bis + 120°C bzw. bis + 200°C bei
Tropendämpfern) als auch der durch das Einfahren der Kolbenstange verdrängten
Ölmenge. Der Spiegel der Ölsäule im Ausgleichsraum muss halbhoch stehen, um zu
vermeiden, dass bei extremen Fahrzuständen Luft durch das Bodenventil gesaugt
werden kann.
Feb. 2010
B 10009
-130-
Beim Einfedern der Achse erfolgt eine Verkürzung des Dämpfers, der Kolben 1 geht
herunter und ein Teil des Öls strömt aus dem unteren Teil des Arbeitsraumes A
durch
das
Ventil
II
in
die
obere
Hälfte.
Die
dem
eintauchenden
Kolbenstangenvolumen entsprechende Menge wird dabei in den Ausgleichsraum C
gedrückt, und zwar durch das im Boden 4 sitzende Druckventil IV. Mit Hilfe
desselben werden in der Hauptsache die für die Druckdämpfung erforderlichen
Kräfte erzeugt. Beim Ausfedern der Achse entsteht ein Überdruck zwischen dem
hochfahrenden Kolben 1 und der Stangenführung 8. Hierbei wird die Ölmenge durch
das, die Zugdämpfung bewirkende Ventil I gedrückt.
Arbeitsraum A
Ausgleichsraum C
Kolben 1
Zylinder 2
Außenrohr 3
Bodenventil 4
Dichtung 5
Kolbenstange 6
Schutzrohr 7
Kolbenstangenführung 8
Ausgleichsbohrung 9
Ventile I bis IV
Abbildung 3-18: Schematische Darstellung des Zweirohrprinzips zur Funktionserläuterung
[REIMP2]
Federbein:
Als Federbein bezeichnet man die Kombination von Feder und Dämpfer in einer
kompakten Montageeinheit.
Feb. 2010
B 10009
-131Abbildung 3-19 zeigt die Vorderachse des Lancia H.P. Executive. Das radführende
Federbein besteht aus dem Radträger und dem führenden Dämpfungsteil. Der
untere Federteller sitzt fest auf dem Außenrohr und dient gleichzeitig als Anschlag für
die Zusatzfeder. Diese umgreift das Dämpfungsteil mit dem Vorteil einer größeren
Führungslänge.
Das Gummilager übernimmt die Federkräfte und der weichere Teil die durch die
Dämpfung verursachten Kräfte.
δ Spreizungswinkel
1 Radträger
2 Dämpfungsteil
3 Federteller
4 Zusatzfeder
5 Stützlager
6 Gummilager
7 weichere Teil
8 Scheibe - Druckanschlag
9 Teller - Zuganschlag.
10 Gleichlauf-Festgelenk
11 Radnabe
12 Führungsgelenk
13 unteren Querlenker
rs pos. Lenkrollhalbmesser
Abbildung 3-19: Vorderachse des Lancia H.P. Executive [REIMP2]
Feb. 2010
B 10009
-132-
3.1.3.
Gelenkstäbe und Lenker (Link struts and arms)
Gelenkstäbe und Lenker stellen die Verbindung zwischen dem eigentlichen
Radträger und dem Aufbau (Rahmen oder Fahrschemel) dar.
•
Dreieckslenker: Sind bei Einzelradaufhängungen Kräfte in zwei Richtungen zu
übertragen, z.B. vom Rad kommende Seiten- und Längskräfte, so ist das mit
einem Dreieckslenker zu erreichen, Abbildung 3-20.
Abbildung 3-20: Oberer Vorderachs-Querlenker für den Porsche 928 mit eingebautem
Führungsgelenk. Der Teil ist im Kokillenguss aus der Aluminium-Legierung GK ALSi 7 MG
gefertigt [REIMP2]
•
Gelenkstäbe: Sind nur Kräfte in einer Richtung zu übertragen, so reichen
einfache, an den Enden gelenkig gelagerte Stäbe aus. Die Beanspruchung
erfolgt auf Zug und Druck bzw. Knickung; als Beispiel können die Spurstangen
der Lenkung dienen, oder der Panhardstab zur seitlichen Führung einer
Starrachse, Abbildung 3-21.
Übernimmt der Lenker gleichzeitig die Übertragung von Federkräften (von einer
Schraubfeder oder einem Drehstab), ist eine stärkere Profilierung bzw. ein
Kastenprofil erforderlich, um die notwendige Biegesteifigkeit zu erreichen.
Feb. 2010
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-133Abbildung 3-21 zeigt einen Querlenker aus der Aluminium-Knetlegierung ALMgSi 1 F
32 mit direkt eingebautem Führungsgelenk. Dieser Lenker für eine Vorderachse
nimmt in einer Bohrung den Stabilisatorarm auf.
Abbildung 3-21: Querlenker mit direkt eingebautem Führungsgelenk [REIMP2]
3.1.4.
Lenkerlagerungen (Link bearings)
Die Lagerungen von Lenkern und Gelenkstäben sollen
•
leicht beweglich in der gewünschten Bewegungsrichtung,
•
wenig nachgiebig in andere Richtungen,
•
wartungsfrei und
•
Geräusch isolierend
sein. Das sind sich teilweise widersprechende Forderungen, die nur durch
Zwischenschalten von Gummielementen bzw. Kunststoffschalen erfüllt werden
können. Die Verwendung von Gummielementen ist Grundlage der Elastokinematik.
Als Werkstoff für Kunststoffschalen kommen bevorzugt Polyurethan (Vulcollan),
Polyamid (Nylon, Ultramid, Perlon usw.) bzw. Polytetrafluorethylen (Teflon) in Frage;
Kunststoffe, die der verlangten Wartungsfreiheit entgegenkommen.
Ein bekanntes Lagerelement für die Anbindung von Lenkern an Karosserie oder
Fahrschemel ist der so genannte Silentbloc der Fa. BOGE, Abbildung 3-22.
Feb. 2010
B 10009
-134•
Aufbau - Zylindrischer Gummiteil ist stark verformt zwischen ein Innen- und
Außenrohr gepresst; lässt radiale Verdrehwinkel bis 30° und axiale,
kardanische Winkelabweichungen bis 14° zu.
•
Montage - Das Innenrohr des Silentblocs wird mit einer Schraube im Aufbau
oder Rahmen befestigt. Das Außenrohr sitzt in einem Auge des Lenkers;
beide Teile müssen also enge Passungen haben.
Abbildung 3-22: Boge-Silentbloc in Normalausführung mit eingepresstem stark verformten
Gummiteil [REIMP2]
Zur Führung der Hinterachse eines Leicht-LKW, Abbildung 3-23, kann man
beispielsweise auch Kegelrollenlager verwenden. Die schlechte Geräuschisolierung
einer solchen Ausführung erfüllt den Anspruch an den Komfort nicht, was im
Nutzfahrzeug allerdings eine untergeordnete Rolle spielt.
Feb. 2010
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-135-
1. Achsarm
2. Gehäuse für Rollenlager
3. Rollenlager (außen)
4. Rollenlager (innen)
5. Innerer Dichtring
6. Einstellmutter für Achsarm
7. Äußerer Dichtring
8. Trägerflansch
9. Bremsscheibe
10. Schraube zur Befestigung der Bremsscheibe
11. Nabe
12. Doppelrollenlager für Nabe
13. Mutter für Nabe
14. Stopfen für Nabe
Abbildung 3-23: Hinterachslagerung der Citroen-Leicht-LKW C32/35 mit Kegelrollenlagern zur
Aufnahme der durch quer liegende Drehstäbe abgefederten Längslenker [REIMP2]
Zur Verbindung der Lenker mit den Achsschenkeln der Vorderachse werden meist
Kugelgelenke verwendet; Abbildung 3-24.
Feb. 2010
B 10009
-136-
1. Führungsgelenk
2. Querlenker (siehe Abbildung
3-20)
3. Achsschenkel
4. Querlenker
5. Traggelenk
6. Lenkhebel
7. Bremsscheibe (innenbelüftet)
8. Radnabe
9. Doppelhump-Felge
Abbildung 3-24: Achsschenkel und Anbindung an die Querlenker einer Daimler-Benz S-ModellVorderachse [REIMP2]
3.1.5.
Ausführungen von Radaufhängungen
(Examples
of
wheel
suspension systems)
Es gibt viele grundsätzliche Möglichkeiten der Ausführung von Radaufhängungen.
Hier einige wichtige Beispiele:
•
Starrachse (älteste bekannte Radaufhängung):
o Deichselachse, de DION Achse
•
Halbstarrachse
o Verbundlenker
o Koppellenker
o Torsionslenker
•
Einzelradaufhängung:
Vorne:
o Doppel-Querlenker
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-137o Mc-Pherson-Federbein
Hinten:
o Längslenker
o Schräglenker
o Mehrlenker-Achse (z.B. Mercedes Raumlenker-Achse)
3.1.5.1.
Starrachse (Rigid axle)
Heute noch bevorzugt bei LKW und Omnibussen - bei PKW kaum noch verwendet,
außer bei Gelände-PKW.
Nachteile:
•
Hohes Gewicht, wenn sich das Ausgleichsgetriebe im Achskörper befindet,
•
Versetzneigung bei Querwellen,
•
gegenseitige Beeinflussung der Räder, Abbildung 3-25,
•
Platzbedarf über der Achse entsprechend dem Einfederweg (Verkleinerung
des Kofferraumes),
•
Ein weiterer Nachteil bei der Verwendung von Blattfedern ist der sogenannte
"S-Schlag" (oder „Aufziehen“ des Radträgers), Abbildung 3-26.
einseitige Federung
wechselseitige Federung
Abbildung 3-25: Gegenseitige Beeinflussung der Räder einer Starrachse beim Überfahren von
Bodenunebenheiten [REIMP]
Feb. 2010
B 10009
-138-
Abbildung 3-26: S-Schlag, hervorgerufen durch die Bremskraft Fb mit der Folge einer
zusätzlichen Biegebeanspruchung in den hinteren Enden beider Längsblattfedern [REIMP]
Die beim Bremsen und Anfahren an den Radaufstandspunkten entstehenden
Längskräfte bewirken ein Verdrehen der Hinterachse mit der Folge erhöhter
Biegebeanspruchung in der Federmitte; aus diesem Grund lassen sich bei
angetriebenen Starrachsen Einblattfedern ohne zusätzliche Abstützungen kaum
verwenden.
Vorteile:
•
einfach und wirtschaftlich in der Herstellung,
•
keine Spurweiten- und Vorspuränderung beim Federn, somit geringer
Reifenverschleiß und gute Spursicherheit auf Glatteis und schmieriger
Fahrbahn,
•
keine Sturzänderung beim gleichseitigen Federn
•
keine Verringerung der Bodenfreiheit beim Einfedern
•
Aufnahme
der
Seitenkräfte
durch
Querlenker
(Panhardstab)
oder
Blattfederpakete möglich,
•
Aufnahme der durch Seitenkräfte entstehenden Momente; Abbildung 3-27:
Starre Hinterachsen nehmen die durch Seitenkräfte entstehenden Momente in
sich auf; zwischen Achse und Aufbau ist lediglich die seitliche Kraft T
vorhanden, die in ihrer Größe angenähert den Kräften Fsha und Fshi (an den
Radstandspunkten) entspricht. Bei vorderen Einzelradaufhängungen dagegen
bewirkt die Seitenkraft Fsva die Reaktionskräfte A und B in den Lenkern,
wodurch beidseitig Momente in den Aufbau kommen.
Feb. 2010
B 10009
-139-
Starre Hinterachse
Einzelradaufhängung
Abbildung 3-27: Aufnahme von Seitenkräften durch die Radaufhängung [REIMP]
Bei Fahrzeugen mit Frontantrieb hat die Starrachse als Hinterachse eher Vor- als
Nachteile. Sie wiegt nicht mehr als übliche Einzelradaufhängungen und bietet
außerdem die Möglichkeit, das Wankzentrum hoch zu legen. Es ergibt sich
gleichbleibende Seitenkraftübertragung der Reifen. Achsen können zusätzlich
negativen Sturz erhalten, wodurch die Seitenführung sich verbessern lässt, der
Reifenverschleiß jedoch ungünstiger wird.
Mehrere Blätter, durch Federklammern miteinander verbunden (dies ist wichtig, da
sonst die Blätter an der entlasteten Seite nicht mittragen), haben als Paket an der
Einspannung ein höheres Widerstandsmoment und höhere Eigendämpfung.
Zweckmäßig ist es, einen Dämpfer vor und einen hinter der Achse anzulenken,
Abbildung 3-28; beim gleichseitigen Aus- und Einfedern lässt sich durch die
außermittig sitzenden, fast senkrecht stehenden Dämpfer ein Verdrehen des
Achskörpers vermeiden. Dies ist allerdings ein Beispiel für alte Technik, die zum Teil
in den USA noch Anwendung findet.
Feb. 2010
B 10009
-140-
Abbildung 3-28: Angetriebene Hinterachse (1972 Capri II) mit Längsblattfedern und über dem
Achskörper befestigten Stabilisator; die nach vorne zeigenden Schenkel übernehmen die
Aufgabe der Längsstreben und sind längselastisch [REIMP]
Die Hinterachse eines Geländefahrzeuges zeigt Abbildung 3-29 für den Puch G. Die
Achsaufhängung
besteht
aus
zwei
Längslenkern
und
einem
Querlenker
(Panhardstab), Schraubenfedern und doppelt wirkenden Schwingungsdämpfern. Die
Schraubenfedern sind wegen der großen Lastunterschiede zwischen leerem und
beladenem Fahrzeug progressiv ausgelegt.
Abbildung 3-29: Starrachse bei einem Geländefahrzeug (Puch G) [ATZ8]
Feb. 2010
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-141Deichselachse
Die starre Hinterachse in „Deichselform“ geführt, zeigt Abbildung 3-30. Die
Hinterachse ist in U-Form ausgebildet mit schräg stehenden Schwingungsdämpfern
und tief angeordneten Schraubenfedern. Dieses Beispiel des Lancia Y 10 zeigt eine
sehr effektive und andererseits einfache Lösung für eine nicht angetriebene
Hinterachse. Durch Elastizitäten tritt jedoch Seitenkraftübersteuern auf, da eine
Lenkbewegung
der
gesamten
Achse
um
die
Deichsel
stattfindet
(Unter
Seitenkrafteinfluss lenkt die gesamte Achse elastisch nach kurvenaußen).
Abbildung 3-30: Hinterachse des Lancia Y 10 mit U-förmigem Rohr, Trommelbremsen,
schrägstehenden Schwingungsdämpfern und tief angeordneten Schraubenfedern sitzende
Zusatzfedern [REIMP2]
De-Dion-Achse
Allgemeines
•
Als Hinterachse eingesetzt
•
Achsgetriebe von Achskörper getrennt.
•
Dadurch Gewichtsreduktion und Verringerung der ungefederten Massen
(bessere Bodenhaftung).
•
Getriebe an Fahrschemel/Aufbau gelagert. Antriebsmomentübertragung durch
Gleichlauf- und Verschiebegelenke.
Beispiel De-Dion-Deichselachse (Alfa Romeo Alfetta 1973):
Abbildung 3-31 zeigt die gewichtsmäßig günstige und für nach damaligen
Verhältnissen sichere Fahreigenschaften sorgende De-Dion-Deichselachse der 1973
Feb. 2010
B 10009
-142von Alfa-Romeo herausgebrachten "Alfetta". Die Achse besteht aus einem nach
hinten gekröpften Rohr (1), das seitlich die Räder trägt und ein Stück mit einer
stabilen vorderen Deichsel (2) bildet. Die Lagerung (3) überträgt Längs- und
Querkräfte, das Wattgestänge (4 und 5) nur Seitenkräfte an die Karosserie.
Die Scheibenbremsen (6) sind innen liegend (Wagenkasten als Momentenstütze).
Dadurch weitere Reduktion der ungefederten Massen, geringere Kräfte in der
Achsaufhängung, aber kein kinematischer Bremsnickausgleich möglich. Weiters ist
die Bodenfreiheit unter der Scheibenbremse kritisch. Der Stabilisator (7) ist
achsseitig mit den die Schraubenfedern aufnehmenden Taschen (8) verbunden; die
Schwingungsdämpfer 9 befinden sich vor der Achsmitte.
1
Rohr
2
Deichsel
3
Deichsellager für Längskräfte
4 und 5 Wattgestänge
6
innen liegenden Scheibenbremsen
7
Stabilisator
8
Taschen für Schraubenfedern
9
Schwingungsdämpfer
10 und 11 Gleichlauf-Verschiebegelenke
Abbildung 3-31: De-Dion-Achse der “Alfetta“ [REIMP]
Die Lage des Momentanzentrums verschiedener Starrachstypen ist in Abbildung
3-32 dargestellt.
Feb. 2010
B 10009
-143-
Abbildung 3-32: Lage des Momentanzentrums bei verschiedenen Starrachstypen [MITSCHC]
3.1.5.2.
Halbstarrachse
Halbstarrachsen werden als Hinterachsen eingesetzt.
Verbundlenkerachse
Die Konstruktion von VW SCIROCCO und GOLF der früheren Modelle Abbildung 3-33,
weist wie alle Halbstarrachsen zwei durch einen Querträger miteinander verbundene
Längslenker auf. Der Querträger ist ein torsionsweiches, in Hoch- und Längsrichtung
biegesteifes Profil. Bei der Verbundlenkerachse liegt der Querträger zwischen den
beiden Anlenkungspunkten der Achse an der Karosserie.
Zur Abfederung dienen Federbeine, die - etwa senkrecht stehend - sich ziemlich
genau in der Achsmitte befinden (dadurch Federübersetzung ca. 1). Gummi-MetallLager-Elemente dienen als Lagerung, um die Fahrbahngeräusche zu isolieren.
Feb. 2010
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-144-
Abbildung 3-33: Hinterachse des VW-Golf I
Koppellenker
Bei der Koppellenkerachse ist der Querträger weiter zu den
Radmitten hin
verschoben. Damit ergibt sich eine Mischung aus den Eigenschaften einer reinen
Längslenkerachse bei gleichseitigem und einer reinen Schräglenkerachse bei
wechselseitigem Federn.
Die vorgenannte Achskonstruktion des GOLF wurde abgeändert- Abbildung 3-34.
Feder und Schwingungsdämpfer sind getrennt befestigt und haben dadurch
unterschiedliche Kraftübersetzungen (Hebelarme).
Die
Bestimmung
der
Momentanzentrumslage
einer
Koppellenkerachse
bei
wechselseitigem Federn ist in Abbildung 3-35 dargestellt.
Feb. 2010
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-145-
Abbildung 3-34: Koppellenker Hinterachse des VW- Golf IV ab 1997 [HDBKFZ]
Abbildung 3-35: Bestimmung der Momentanzentrumslage bei einer Koppellenkerachse und
wechselseitigem Federn [MITSCHC]
Feb. 2010
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-146Torsionslenker
Die Torsionslenkerachse ist dadurch gekennzeichnet, dass das Querprofil auf der
Höhe Radmitte liegt. Damit ergeben sich die Eigenschaften einer klassischen mit
Längslenkern geführten Starrachse.
3.1.5.3.
Einzelradaufhängung (Single wheel suspension systems)
Hauptvorteile:
•
kleiner Raumbedarf,
•
große kinematische Freiheit (Vorspur- und Sturzänderung, Wankzentrum,…),
•
geringes Gewicht und
•
keine gegenseitige Beeinflussung der Räder
Nachteile:
Die Räder neigen sich mit dem Aufbau, Abbildung 3-36 und das kurvenäußere Rad,
das den höheren Seitenkraftanteil übernehmen muss, geht oft in positiven Sturz (was
durch die Achskinematik beeinflusst wird und möglichst unterdrückt werden sollte).
Damit verringern sich die Seitenführungseigenschaften des Reifens, dies ist
gleichfalls am inneren Rad bei negativem Sturz zutreffend.
Die Rollneigung in der Kurve sollte deswegen auch so klein wie möglich gehalten
werden. Um das zu erreichen werden Stabilisatorfedern oder hoch liegende
Momentanzentren verwendet.
Feb. 2010
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-147-
Fsvi/sva : Seitenkräfte kurveninneres bzw. äußeres Rad
Fnvi/nva : Kräfte in den Radaufstandspunkten innen bzw. außen
Abbildung 3-36: Wenn der Aufbau sich in der Kurve um den Winkel ψ schrägstellt, geht das
äußere, einzeln aufgehängte Rad in positiven Sturz +γa und das Innere in negativen -γi. Beide
Räder neigen sich gegen die Seitenkräfte Fsa,i und die Möglichkeit der Reifen, diese zu
übertragen, lässt nach [REIMP]
3.1.5.4.
Einzelradaufhängungen – Vorderachsen (front axles)
An der Vorderachse steht den Einzelradaufhängungen seitlich nur wenig (wegen
Motor), in der Höhe mehr Raum zur Verfügung. Heute werden als vordere
Aufhängung verwendet:
•
Doppel-Querlenkerachse und
•
Mc-Pherson-Federbeinachse.
Doppel-Querlenker-Radaufhängung
Diese Aufhängungsart besteht aus zwei Querlenkerebenen je Fahrzeugseite. In jeder
Ebene liegen ein oder zwei Querlenker, die an Rahmen, Fahrschemel oder Aufbau
drehbar gelagert und - falls es sich um eine Vorderachse handelt - außen über
Kugelgelenke mit dem Schwenklager verbunden sind. Je größer der Wirkabstand
zwischen den oberen und unteren Querlenkern und deren Lagerungen, umso
geringer die Nachgiebigkeit aller Bauteile und umso exakter die Radführung.
Feb. 2010
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-148-
Ein Vorteil dieser Aufhängung besteht darin, dass durch die Lage der Lenker
zueinander die Höhe des Wankzentrums bestimmt werden kann. Unterschiedliche
Längen der Lenker beeinflussen die Winkelbewegungen des aus- und einfedernden
Schwenklagers, d.h. die Sturzänderung der Räder und auch die Spurweitenänderung
sowie
die
Wankzentrumshöhe
(Einfluss
auf
Seitenkraftabstützung
und
Wankneigung). Bei kürzerem oberem Lenker gehen die einfedernden Räder in
negativen Sturz, womit sich dem positiven Sturz des äußeren Rades bei Kurvenfahrt
(hervorgerufen durch die Rollneigung des Aufbaus, siehe Abbildung 3-36), zumindest
teilweise entgegenwirken lässt.
Beispiele für Doppel-Querlenker Vorderachsen:
Abbildung 3-37 zeigt die Doppelquerlenker-Vorderachse der Mercedes C-Klasse
(1993). Die zylindrische Schraubfeder sitzt auf dem Querlenker und stützt sich oben
über einen Teller an dem Längsträger der Karosserie ab, der an dieser Stelle durch
den Querträger mit der rechten Seite verbunden ist. Durch gleichgerichtetes Drehen
der beiden Exzenterbolzen in der Lagerung des oberen Querlenkers lässt sich der
Sturz einstellen und durch ein entgegengesetztes Bewegen beider Schrauben der
Nachlauf.
Da die Achse nicht angetrieben ist, muss kein Platz für eine Antriebswelle vorhanden
sein.
Eine ganz ähnliche Konstruktion ist in Abbildung 3-38 dargestellt.
Rückansicht
Draufsicht
Abbildung 3-37: Doppelquerlenker Vorderachse der Mercedes C-Klasse (W 202 ab 1993) [ATZ9]
Feb. 2010
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-149-
Abbildung 3-38: Nicht angetriebene Doppelquerlenker Vorderachse der Mercedes E-Klasse
(W 210 ab 1995)
Abbildung 3-39 zeigt die Vorderachse der S-Klasse (ab 1999) in einer VierlenkerAusführung. Die Vorderachse ist eine Hochlenkerachse mit aufgelöstem unterem
Lenkerverband. Der obere Dreiecks-Querlenker ist oberhalb des Reifens angeordnet.
Den unteren Lenkerverband bilden ein Federlenker und eine Zugstrebe, welche
karosserieseitig vor der Radmitte angelenkt wird. Beide nehmen die Längs- und
Querkräfte auf.
Ein weiteres charakteristisches Merkmal der Konstruktion ist die Lage des
Lenkgetriebes vor der Radmitte und entsprechende Anordnung der Spurstange.
Diese Achsbauart hat einen geringeren Radraumbedarf im Radhaus als eine
Doppellenkerquerachse.
Feb. 2010
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-150-
Federlenker
Zugstrebe
Abbildung 3-39: Luftgefederte Vierlenker Vorderachse mit Lenkgetriebe (Mercedes S Klasse
Baureihe 220 ab 1999) [ATZ10]
Abbildung 3-40 zeigt den Vorteil einer (kinematisch vielseitigen) VierlenkerDoppelquerlenkerachse gegenüber einer einfachen McPherson-Federbeinachse
hinsichtlich der Änderung des Sturzes beim Lenken. Die Vierlenker-Achse gewinnt
kurvenaußen beim Einlenken negativen Sturz hinzu, was höhere Seitenkräfte
zulässt. Dadurch kann zusätzlich der statische Sturz bei Geradeausfahrt geringer
ausfallen, was positive Auswirkungen auf den Reifenverschleiß hat.
Feb. 2010
B 10009
-151-
Abbildung 3-40: Änderung des Sturzes beim Lenken für eine Vierlenker-Doppelquerlenker
(Audi A4) und eine McPherson-Achse (Audi 80) [WALLQUE]
Als Beispiel eines Sportwagens bzw. Rennwagens zeigen Abbildung 3-41 und
Abbildung 3-42 die Konstruktion des im Jahre 2003 vorgestellten PORSCHE CARRERA
GT:
Bei
der
Vorderachse
kommt
eine
Doppelquerlenkerkonstruktion
mit
geschmiedeten Aluminiumlenkern zum Einsatz, die ohne jede Gummiisolierung in
Unibal-Stahlkugelgelenken direkt am Chassis angelenkt ist.
Die Federkräfte werden über Druckstangen (Push rods) und Umlenkhebel an die
liegend angeordneten Federbeine weitergegeben. Dies hat Packagevorteile und ist
vor allem durch die frei wählbare Übersetzung durch den Umlenkhebel von Vorteil.
Feb. 2010
B 10009
-152-
Abbildung 3-41: Push-Rod Konstruktion des Porsche Carrera GT an der Vorderachse
[HÖLSCH]
Abbildung 3-42: Gesamte Vorderachskonstruktion des Porsche Carrera GT [HÖLSCH]
Feb. 2010
B 10009
-153-
Mc-Pherson-Federbein (Dämpferbein)
Vorteile:
•
Kostengünstig,
•
geringer Raumbedarf,
•
Möglichkeit großer Federwege
Das Mc-Pherson-Federbein ist fest mit dem Schwenklager verbunden und am
oberen
Ende
in
der
Karosserie
elastisch
gelagert.
Damit
dient
es
als
Radführungselement (Drehschubgelenk). Bei Lenkbewegungen dreht sich das
Federbein demnach ebenfalls mit dem Rad mit.
Die Achskonstruktion besitzt weiters einen unteren Querlenker, der in zwei Punkten
an der Karosserie gelagert ist und mit einem Kugelgelenk („Führungslager“) ebenfalls
mit dem Schwenklager verbunden ist.
Die
Mc-Pherson-Federbeinachse
kann
angetrieben
oder
nicht
angetrieben
ausgeführt sein und eignet sich u.U. auch als Hinterachse.
Abbildung 3-43 zeigt eine angetriebene Federbeinachse aus dem VOLKSWAGENKonzern.
Abbildung 3-43: Mc-Pherson Federbein-Vorderachse des Audi A3 ab 2003 [ATZ11]
Feb. 2010
B 10009
-154-
BMW verbaute Federbein-Achsen auch in der Luxusklasse (Abbildung 3-44). Hier
wurde der untere Querlenker in Zugstrebe und Querlenker aufgespaltet, die getrennt
über Kugelgelenke am Schwenklager angebracht sind. Dies erzeugt eine virtuelle
Schwenkachse mit der Möglichkeit, die Kugelgelenke aus der Radschüssel Richtung
Karosserie zu verschieben. Damit können größere Bremsen verwendet werden. In
Verbindung mit der Anordnung der Spurstange ist auch eine vorteilhafte
elastokinematische Auslegung möglich.
Pendelstütze
Abbildung 3-44: Doppelgelenk-Federbeinachse der BMW 7er-Reihe 1977 [REIMP2]
Ein ähnliches Beispiel einer solchen Vorderachse zeigt Abbildung 3-45. Die
Doppelgelenk-Zugstreben
Vorderachse
mit
diesmal
vorne
angelenkter
Zahnstangenlenkung der BMW 7er-Baureihe (E65 ab 2001) ist nicht angetrieben.
Feb. 2010
B 10009
-155-
Abbildung 3-45: Doppelgelenk-Zugstreben Federbein-Vorderachse mit vorne angelenkter
Zahnstangenlenkung der BMW 7er-Baureihe (E65 ab 2001) [BMW]
Die
graphische
Ermittlung von
Momentanzentrum
und
Momentanpol einer
McPherson-Federbeinachse ist in Abbildung 3-46 dargestellt.
Abbildung 3-46: Konstruktion von Momentanpol (MP) und Momentanzentrum (MZ) einer
McPherson-Federbeinachse [MITSCHC]
Feb. 2010
B 10009
-156-
3.1.5.5.
Einzelradaufhängungen – Hinterachsen (real axles)
Längslenkerachse
Konstruktive Einzelheiten:
Diese - auch Kurbelachse genannte - Radaufhängung besteht je Fahrzeugseite aus
einem in Fahrtrichtung liegenden Längslenker, welcher drehbar an einem
Fahrschemel oder am Aufbau gelagert ist. Der Lenker muss Kräfte in allen
Richtungen aufnehmen, wird also auf Biegung und Torsion beansprucht. Hinzu
kommt
die
Forderung
nach
Steifigkeit
und
radial
wenig
nachgebenden
Lagerelementen, damit durch Hoch- und Seitenkräfte möglichst kein Verdrehen, also
weder Sturz- noch eine Vorspuränderung, eintritt
Beispiel Abbildung 3-47: Die Federung erfolgt hier über jeweils einen quer liegenden
Drehstab pro Rad mit Kerbverzahnung an den Enden. Die Drehstäbe sind wegen der
großen erforderlichen Länge längs zueinander versetzt angeordnet.
Abbildung 3-47: Schnitt durch die linke Hinterradaufhängung des Renault 5 [REIMP2]
Feb. 2010
B 10009
-157Der Längslenker ist mit weit auseinander liegenden, weichen Gummilagern gelagert,
die Schwingungsdämpferbefestigung und Radlagerung erfolgen mit Hilfe zweier
eingepresster Achszapfen. Radnabe und Bremstrommel bestehen aus einem Stück.
Die
Längslenker-
Radaufhängung
ist
verhältnismäßig
einfach.
Liegen
die
Drehachsen parallel zum Boden, so erfahren die ein- und ausfedernden Räder keine
Spurweiten-, Sturz- und Vorspuränderung; lediglich der Radstand verkürzt sich
geringfügig. Die Drehachsen sind gleichzeitig die Momentanachsen, welche in
diesem Falle ortsfest sind. Es lässt sich mit der Lenkerlänge die Progressivität der
Federung (kinematische Federübersetzung) beeinflussen, also ein günstigeres
Schwingungsverhalten bei Beladung erreichen.
Beispiel Abbildung 3-48: Abfederung durch Schraubenfeder:
Abbildung 3-48 stellt die Hinterachse und das Federbein des Peugeot 104 im Schnitt
dar. Erkennbar sind die Befestigung der Kolbenstange 12 in der Halterung 14 mit
Hilfe einer Stiftaufhängung sowie die Gummiisolierung der Schraubenfeder 11 und
der Schutz der oben freiliegenden Stange durch den Faltenbalg 13.
Abbildung 3-48: Hinterachse des Peugeot 104. Schnitt durch Federbein und Lagerungen
[REIMP2]
Feb. 2010
B 10009
-158-
Das Unterteil des Federbeins ist auf dem nach innen verlängerten Achszapfen 6
befestigt. Außen trägt dieser die mit der Radnabe ein Stück bildende Bremstrommel
7. 9 ist der Druckanschlag; der Zuganschlag befindet sich im Dämpfer. Die
Lenkerlagerungen 4 haben seitlich Abstützflächen, um ein Abwandern unter Kräften
in dieser Richtung zu vermeiden; die Befestigung an den Teilen 1 und 2 übernimmt
der durchgehende Bolzen 3.
Die Lage des Momentanzentrums einer Längslenkerachse ist in Abbildung 3-49
dargestellt. Der Momentanpol liegt im Unendlichen.
Abbildung 3-49: Lage des Momentanzentrums einer Längslenkerachse [MITSCHC]
Schräglenkerachse
Verdreht man die Drehachse um einen Schrägungswinkel α (Abbildung 3-50), so
entsteht eine Schräglenkerachse. Die Drehachse A-B ist hierbei die Momentanachse.
Bei Federvorgängen bewegen sich alle Körperpunkte von Schräglenker, Rad und
Antriebswelle um diese Achse. Abbildung 3-50 zeigt, dass die Lenkerdrehachsen A-B
so angeordnet sind, dass sie auf die außen am Ausgleichsgetriebe liegenden
Antriebswellengelenke zeigen, mit dem Vorteil, dass ein inneres Gelenk je Seite
ausreicht (es tritt keine Längenänderung der Antriebswelle auf, da eine
Kreisbewegung um die Momentanachse beschrieben wird). Die Schräglenker, die in
einfacher Weise zugleich die Schraubenfedern aufnehmen, führen bedingt durch die
schräge Drehachse eine Bewegung im Raum beim Durchfedern der Räder aus.
Daher treten hier Sturz- und Vorspuränderungen sowie Spurweitenänderungen auf.
Feb. 2010
B 10009
-159-
A-B
Lenkerdrehachse
C
inneres Antriebswellengelenk
α
Schrägungswinkel
Abbildung 3-50: Wirtschaftlich günstige Ausführung der Schräglenkerachse mit einer in der
Draufsicht auf das innere Antriebswellengelenk C zeigenden Lenkerdrehachse A-B. Nachteilig
ist der große Schrägungswinkel und dadurch hohes Wankzentrum [REIMP2]
Eine fahrtechnisch günstigere Ausführung mit geringerer Spurweitenänderung und
dadurch besserem Geradeauslauf auch auf unebenen Fahrbahndecken zeigt
Abbildung 3-51. Hier ist in der Rückansicht die Momentanachse zusätzlich um den
Winkel
β
schräg
gestellt.
Es
muss
jedoch
eine
Antriebswelle
mit
zwei
Gleichlaufgelenken und Längenanpassung verwendet werden.
Feb. 2010
B 10009
-160-
Abbildung 3-51: Technisch günstigere Ausführung der Schräglenkerachse mit kleinen
Schrägungswinkeln α und β, dafür aber zwei Gelenken C und D und zusätzlichem
Längsausgleich in der Antriebswelle [REIMP2]
Als Beispiel für eine Schräglenkerhinterachse zeigt Abbildung 3-52 die Hinterachse
des Opel Senator bzw. Monza.
Abbildung 3-52: Hinterachse des Opel Senator und Monza mit kastenförmigen Schräglenkern
Feb. 2010
B 10009
-161Die
graphische
Ermittlung
der
Momentanpol
und
–zentrumslage
einer
Schräglenkerachse ist in Abbildung 3-53 dargestellt.
Abbildung 3-53: Momentanpol und Momentanzentrum einer Schräglenkerachse [MITSCHC]
Vierlenker Hinterachse
Eine weitere Entwicklung zeigt Abbildung 3-54 betreffend Platzökonomie und
Ergebnis. Wichtig ist bei Hinterachsen die Bauhöhe (Kofferraumvolumen). Diese
Vierlenker-Hinterachse hat drei Querlenker sowie einen sog. „Schwertlenker“, der
alle Längskräfte und zusätzlich das Bremsmoment (Verdrehung des Radträgers)
aufnimmt. Durch seine Anbindung an die Karosserie ist der Längspol der Hinterachse
und damit die Bremsnickabstützung festgelegt.
Feb. 2010
B 10009
-162-
Abbildung 3-54: Vierlenker Hinterachse (Audi A3 ab 2003)
Raumlenker-Hinterachse
Fünf unabhängig definiert im Raum angebrachte Lenker pro Rad:
•
elastische Parallelverschiebung der Räder in Längs- und Querrichtung ist
möglich, jedoch
•
keine
elastische
Verdrehung
um
eine
vertikale
Achse,
was
einer
Lenkbewegung entspricht, Abbildung 3-55.
•
Erlaubt getrenntes Abstimmen von Fahrpräzision und Fahrkomfort.
•
Außerdem erfolgt eine Anfahr- und Bremsmomentabstützung von ca. 60%.
Feb. 2010
B 10009
-163-
Abbildung 3-55: Raumlenker-Hinterachse von Daimler-Benz 1983 mit Anfahr- und
Bremsmomentabstützung
Im Zuge der Entwicklung wurden acht Grundprinzipien mit über 70 Varianten
berechnet, davon wurde ein Drittel gebaut und im Versuch erprobt. Die
Radbewegung der Raumlenkerachse ist in Abbildung 3-56, die Funktionsweise der
Raumlenkerachse vereinfacht in Abbildung 3-57 dargestellt.
Feb. 2010
B 10009
-164-
Abbildung 3-56: Radbewegung der Raumlenker-Hinterachse; [Daimler-Benz]
Abbildung 3-57: Funktionsweise der Raumlenker-Hinterachse; [Daimler-Benz].
Die elastischen Bewegungen in der Fahrbahnebene bestehen jeweils aus zwei
Anteilen:
•
elastische Parallelverschiebung längs und quer - beeinflusst allein den
Komfort positiv
Feb. 2010
B 10009
-165•
elastische Verdrehung um eine vertikale Achse (gleichbedeutend mit einer
Lenkbewegung), wirkt sich allein negativ auf die Fahrpräzision aus.
Bei Radführungen mit wenigen Gliedern (in Abbildung 3-57 mit der Bezeichnung
"konventionell"
versehen)
sind
die
beiden
Komponenten
elastische
Parallelverschiebung und elastische Lenkbewegung mindestens teilweise verknüpft.
Mit dem Prinzip der Raumlenkerachse kann die elastische Parallelbewegung der
Räder nahezu vollkommen getrennt von den elastischen Lenkbewegungen
behandelt werden, und zwar jeweils unabhängig für Seitenführungs-, Brems- und
Antriebskräfte. Das bedeutet, dass der Komfort einerseits und die Straßenlage
andererseits unabhängig voneinander optimiert werden können.
Zu
dieser
Lösung
zeigt
Abbildung
3-58
eine
Serienausführung
dieser
Achskonstruktion.
Abbildung 3-58: Luftgefederte Raumlenker Hinterachse (Mercedes S Klasse Baureihe 220 ab
1999)
Feb. 2010
B 10009
-166Integral-Hinterachse
Abbildung 3-59
zeigt die so genannte Integral-Hinterachse, die in der 7er BMW -
Baureihe E65 ab 2001 sowie in der 5er Baureihe Anwendung findet:
•
die Karosserieanbindung des Fahrschemels erfolgt über 4 großvolumige
Gummilager
•
zusätzliche Schubstreben zur Versteifung der Anbindung sowie dem Einsatz
von Dämpfungsscheiben erhöhen das Abstimmungspotenzial  hinsichtlich
Akustik, Schwingkomfort und Fahrdynamik
•
vorderes
Schwingenlager
übernimmt
die
für
Abrollkomfort
wichtige
Längsfederung
•
es kommen ausschließlich Aluminiumbauteile zur Gewichtreduzierung zum
Einsatz
•
der kurze Integrallenker stützt das Bremsmoment am unteren Trapezlenker
ab.
Abbildung 3-59: Integral-Hinterachse der BMW 5er-Baureihe (E39) [ATZ12]
3.1.6.
Geregelte
Geregelte Fahrwerke (Controlled wheel suspension)
Fahrwerke
passen
aktiv
wesentliche
Parameter
den
jeweiligen
Fahrbedingungen möglichst optimal an, Abbildung 3-60:
Feb. 2010
B 10009
-167•
variabler Reifenluftdruck,
•
variable Dämpferkennwerte,
•
variable Federkennwerte (Aufbau- und Wankfederung)
•
variable Elastizitäten der Aufhängung.
Abbildung 3-60: Elemente des geregelten Fahrwerkes
Vorteile:
•
verbesserte Fahrsicherheit
•
höhere Fahrdynamik
•
gesteigerter Komfort
•
Anpassung der Charakteristik an den Fahrerwunsch (Komfort, Sport)
Nachteile:
•
hoher Backup-Bedarf (Aufwand für Betriebssicherheit bei Systemausfall)
•
Kosten
Die Thematik des erhöhten Nutzwertes zu den steigenden Kosten ist somit immanent
bei allen diesen Entwicklungen und wird in Zukunft entscheidend für die weitere
Verbreitung sein.
Abbildung 3-61 zeigt Maßnahmen zur Beeinflussung des Fahrkomforts. Man sieht,
dass nicht alleine nur ein aktives System die Lösung für Komfortsteigerungen sein
muss.
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-168-
Abbildung 3-61: Maßnahmen zur Beeinflussung des Fahrkomforts
Als
Beispiel
verstellbarer
Schwingungsdämpfer
zeigt
Abbildung
3-62
die
elektronische Dämpferkontrolle (EDC) von BMW im Blockschaltbild:
Abbildung 3-62: Elektronische Schwingungsdämpferkontrolle (EDC) von BMW
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-169Der Dämpfer passt sich adaptiv an die Fahrsituation an, das heißt, mehrere den
Fahrzustand beschreibende Informationen beeinflussen die Regelung.
Informationen zur Schwingungsdämpferverstellung sind:
•
die
Aufbaubeschleunigung,
die
die
vertikale
Schwingungsanregung
repräsentiert,
•
der
Lenkradwinkel
bzw.
die
Lenkradwinkelgeschwindigkeit,
die
das
querdynamische Fahrverhalten repräsentiert,
•
die Fahrgeschwindigkeit,
•
der Bremsdruck, der Radlastschwankungen beim Bremsen und der
Drosselklappenwinkel,
der
Radlastschwankungen
beim
Anfahren
repräsentiert.
Die Schwingungsdämpferstellung muss hochdynamisch durchgeführt werden, z.B.
Einfedern mit weicher Dämpfereinstellung, Ausfedern mit harter Dämpfereinstellung
(Bodenwelle auf ebener Fahrbahn).
Ein Beispiel einer aktiven Federung zeigt Abbildung 3-63:
Abbildung 3-63: Aktive Radfederung
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-170Wird bei einer aktiven Federung eine Unebenheit überrollt, wird die Radlasterhöhung
vermieden, indem Servoventile so viel Öl aus dem Radzylinder heraussteuern, dass
die statische Radlast gehalten wird. Anschließend muss das Öl wieder in die
Radzylinder gefördert werden, damit das Fahrzeug nicht absinkt.
Die Funktion der aktiven Federung könnte also so aufgefasst werden, dass
gewissermaßen das „Fahrzeug die Räder über ein Hindernis hinweg hebt“. Dieses
Prinzip wird in der Fachliteratur auch „Skyhook“-Federung (für „Lufthaken“)
bezeichnet.
Dabei ist schnelle Regelung erforderlich, derzeit werden etwa 10 kW Leistung im
Extremfall dazu benötigt.
Abbildung
3-64
zeigt
das
so
genannte
„DYNAMIC
DRIVE“;
ein
aktives
Fahrdynamiksystem, das zum einen die Seitenneigung des Fahrzeuges bei
Kurvenfahrt reduziert und zum anderen durch eine über der Fahrgeschwindigkeit
adaptive Wankmomentverteilung von Vorder- und Hinterachse den Lenkwinkelbedarf
reduziert und so die Agilität und Sportlichkeit erhöht. Bei Geradeausfahrt verbessert
sich der Fahrkomfort durch Entkoppelung (Entfall des sog. „Kopieren“ beim
einseitigen Überfahren eines Hindernisses).
Ohne Dynamic Drive
Mit Dynamic Drive
Abbildung 3-64: Dynamic Drive von BMW
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-171-
3.2.
Lenkung (steering)
3.2.1.
Aufgaben und Bauformen der Lenkung
(requirements of the
steering system)
Das Lenksystem dient dazu, über den Einschlagwinkel den Schräglaufwinkel der
gelenkten Räder zu verändern und damit Seitenkräfte zu erzeugen, die das
Fahrzeug in die gewünschte Richtung bewegen.
Wichtige Randbedingungen dabei sind:
•
Robustheit des Lenksystems (dadurch höhere Ausfallsicherheit)
•
Feinfühligkeit
(gute
Vermittlung
von
Informationen
bezüglich
des
Fahrzustandes an den Fahrer)
•
Präzision und Ansprechschnelligkeit (eindeutige und direkte Umsetzung der
Lenkraddrehung)
•
Leichtgängigkeit (Reduktion der Lenkarbeit des Fahrers)
•
Passive Sicherheit (Vermeidung von Verletzungen des Fahrers beim Crash)
•
Große
Lenkeinschlagwinkel,
Vermeidung
von
Störkrafteinflüssen,
Ausreichendes Rückstellmoment und Lenkwinkeldifferenz sind ebenfalls
Anforderungen aus Fahrersicht, die durch die Lenkkinematik entscheidend
bestimmt werden (Kapitel 2.3.6.7, Seite 103).
•
Das Gesetz verlangt (noch) eine direkte mechanische Kopplung zwischen
Lenkrad und Rädern, damit bei Ausfall von Systemen behelfsmäßig über das
Lenkrad weiter gelenkt werden kann.
Das mechanische Lenksystem besteht aus
•
Lenkrad
•
Lenkstrang (Lenksäule, Verbindungswellen, Kreuzgelenke)
•
Lenkgetriebe
•
Spurstangen
Abbildung 3-65 zeigt prinzipielle Bauarten von Lenkgestängen. Je nach verwendeter
Art der Radaufhängung und Art des Lenkgetriebes ergeben sich die dargestellten
Anordnungen der Gestänge.
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-172-
1: Verwendung bei vorderen Starrachsen (NKW)
2: Verwendung bei vorderen Starrachsen und Lenkgetriebe mit Drehbewegung
3: Verwendung bei vorderen Starrachsen und Lenkgetriebe mit Drehbewegung
4: Verwendung bei vorderer Einzelradaufhängung und Lenkgetriebe mit Drehbewegung
5: Verwendung bei vorderer Einzelradaufhängung und Lenkgetriebe mit Drehbewegung
6: Verwendung bei vorderer Einzelradaufhängung und Lenkgetriebe mit translatorischer Bewegung
Abbildung 3-65: Prinzipielle Bauarten von Lenkgestängen [WALLQUE]
Beim Lenkgetriebe gibt es zwei grundlegende Bauformen:
•
Kugelmutter-Lenkgetriebe
•
Zahnstangen-Lenkgetriebe
3.2.2.
Lenkstrang (steering chain)
Der Lenkstrang stellt die Verbindung zwischen dem im Fahrgastraum befindlichen
Lenkrad und dem Lenkgetriebe auf Höhe der Vorderachse) her. Er besteht aus der
Lenksäule und durch Gelenke (Kreuzgelenke) verbundenen Lenkwellen (Abbildung
3-66).
Anforderungen an die Lenksäule:
•
Präzise und robuste Führung der Lenkwelle
•
Verstellbarkeit (elektrisch oder mechanisch) zur Anpassung an den Fahrer
•
Lenkradverriegelung (Lenkradsperre)
•
Crashsystem (Energieabsorption, Längsnachgiebigkeit durch Teleskopbauweise)
Feb. 2010
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-173-
Abbildung 3-66: Lenkstrang [HEISSING]
3.2.3.
Kugelmutter-Lenkgetriebe (recirculating ball steering)
Das Kugelmutter-Lenkgetriebe setzt die Drehbewegung des Lenkrades in eine
rotatorische Bewegung um, die dann mittels eines Hebels (Lenkstockhebel) und
Zwischenhebel auf die Räder übertragen wird.
•
Wird heutzutage im PKW-Bereich vereinzelt in Geländewagen, SUV, Pick-Ups
(Bodenfreiheit) eingesetzt
•
Weite Verbreitung im NKW-Sektor
Vorteile: Robustheit, Eigendämpfung
Nachteil: hoher Aufwand, hohe Elastizität und hoher Platzbedarf wegen des
Hebelwerks
Abbildung 3-67: Die Schnecke 4 hat hier ein Rundgewinde, in dem Kugeln laufen, die
ihrerseits die Lenkmutter 5 beim Drehen des Lenkrades mitnehmen. Die Mutter 5 ist
einseitig wie eine Zahnstange ausgebildet und diese nimmt das Zahnsegment 7 und
damit die Lenkwelle 8 mit. In der Seitenansicht rechts sind die geringfügig schräg
angeordneten Zähne erkennbar, erforderlich um die Lenkung in der Mittelstellung mit
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-174Hilfe der Abstützschraube 1 spielfrei einstellen zu können. Es besteht die
Möglichkeit, große Einschlagwinkel vorzusehen; die Lenkwelle 8 hat einen
Drehbereich bis zu ± 45°.
Abbildung 3-67: Daimler-Benz Kugelumlauflenkung [REIMP2]
Lenkgetriebe mit Drehbewegung, wie in Abbildung 3-68 gezeigt, benötigen zusätzlich
einen Lenkzwischenhebel und zur Verbindung desselben mit dem Lenkstockhebel
noch die Zwischenstange. Lenkungen dieses Systems sind somit aufwändiger und
im Gesamtumfang kostspieliger sowie weniger präzise als Zahnstangenlenkungen.
Weiters benötigen alle Lenkgetriebe mit Drehbewegung für Spielfreiheit eine
Nachstellung
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-175-
Abbildung 3-68: Gleichläufiges Lenkviereck an der Vorderachse eines PKW mit Linkslenkung.
Rechtssteuerung bedingt ein auf der anderen Seite sitzendes Lenkgetriebe [REIMP2]
3.2.4.
Zahnstangenlenkgetriebe (rack and pinion steering)
Dieses Lenkgetriebe findet am häufigsten Verwendung Abbildung 3-69. Es wandelt
die Drehbewegung des Lenkrades in eine translatorische Bewegung der Zahnstange
um.
Abbildung 3-69: Zahnstangenlenkung mit Lenkdreieck, angeordnet hinter der Vorderachse. Die
Zapfen der inneren Spurstangengelenke 1 sind in die Enden der Zahnstange 2 eingeschraubt;
[REIMP2]
Vorteile:
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-176•
einfach im Aufbau,
•
günstiger Wirkungsgrad,
•
gleichmäßige Eigendämpfung,
•
Spurstangenanlenkung direkt an der Zahnstange (meist seitlich),
•
geringer Raumbedarf,
•
Fortfall
des
Lenkzwischenhebels
(einschließlich
Lagerung)
und
der
Lenkzwischenstange mit Elastizitäten.
Nachteil:
•
begrenzte mögliche Spurstangenlänge (bei seitlicher Anlenkung). Dadurch
möglicherweise Einfluss auf Achskinematik (Vorspuränderung beim Federn).
Abbildung 3-70 zeigt den grundsätzlichen Aufbau einer Zahnstangenlenkung mit
schräg verzahntem Ritzel. Gut erkennbar sind die seitlich auf die Zahnstange
geschraubten Spurstangengelenke 4.
Abbildung 3-71 zeigt im Schnitt, wie sich nicht nur das Spiel zwischen Zahnstange
und Ritzel leicht verhindern lässt (mittels Druckstück und Feder 14), sondern auch
eine automatische Nachstellung und wie die gewünschte Dämpfung erfolgt
Abbildung 3-70: Zahnstangenlenkung des Opel Corsa [REIMP2]
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-177-
Abbildung 3-71: Lenkung der Firma ZF, Schnitt durch Ritzel, Lagerung und
Zahnstangenführung [REIMP2]
3.2.5.
Lenkübersetzung (steering ratio)
Die Lenkübersetzung i ist definiert als:
i=
Drehwinkel Lenkrad
mittlerer Einschlagwinkel Vorderräder
Die Lenkübersetzung ist meist variabel ausgelegt:
•
Indirekte Übersetzung um die Mittellage. Dadurch indirekteres und weniger
nervöses
Ansprechen
bei
hohen
Geschwindigkeiten,
wo
nur
kleine
Lenkbewegungen gemacht werden.
•
Direktere
Übersetzung
in
den
Randbereichen.
Dadurch
weniger
Lenkradumdrehungen beim Parkieren erforderlich.
Ein Beispiel für eine variable Lenkradübersetzung zeigt Abbildung 3-72.
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Abbildung 3-72: Verlauf der Lenkübersetzung in Abhängigkeit vom Lenkradeinschlag
(Mercedes SL Baureihe R230 ab 2001)
3.2.6.
Lenkkraftunterstützung (power steering)
Eine generell geringe Lenkübersetzung i bewirkt ein direktes Ansprechen der
Lenkung sowie eine geringe Zahl der Lenkradumdrehungen bis zum Anschlag
(Vorteilhaft beim Parkieren). Allerdings steigt durch eine kleine Lenkübersetzung die
erforderliche Lenkkraft am Lenkrad.
Daher wird die Lenkkraftunterstützung (Servounterstützung) verwendet.
Zu beachten ist, dass Notlaufeigenschaften der Lenkung bei Ausfall der
Unterstützung erhalten bleiben müssen.
Systeme für die Lenkkraftunterstützung:
•
hydraulische Systeme
•
elektrohydraulische Systeme
•
elektromechanische Systeme
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-179-
3.2.6.1.
Hydraulische Unterstützung (hydraulic power steering)
Abbildung 3-73 stellt das Systemkonzept einer hydraulischen Zahnstangenservolenkung dar. Eine direkt vom Verbrennungsmotor angetriebene Flügelzellenpumpe erzeugt einen Öldruck, welcher je nach gewünschter Bewegungsrichtung der
Zahnstange auf eine der beiden Seiten des Servokolbens aufgebracht wird.
Abbildung 3-73: Systemkonzept einer hydraulischen Zahnstangenservolenkung [HEISSING]
Das Lenkventil leitet dabei in Abhängigkeit von der Drehrichtung des Lenkrades den
Öldruck auf die richtige Seite des Servokolbens und bestimmt dabei gleichzeitig die
Höhe dieses Druckes.
Die genaue Arbeitsweise eines Lenkventils ist in Abbildung 3-74 dargestellt.
Das Steuerventil wird, wenn keine Kräfte wirken, durch eine leichte Feder in der
Mittelstellung gehalten. In dieser Stellung sind die Regelquerschnitte von Pumpe und
zu Behälter wie auch die beiden Verbindungen mit den Zylinderseiten offen.
Bereits bei kleinen Drehkräften am Lenkrad ist die Kraft, die von der Lenkmutter in
der einen oder anderen Richtung auf das Steuerventil ausgeübt wird, größer als die
Vorspannung der Mittenfeder. Das Regelventil wird verschoben. Damit verengen
oder erweitern sich Zulauf- und Ablauf- Regelquerschnitte der beiden Seiten. Der
Ölstrom der Pumpe wird gedrosselt und der wachsende Öldruck wirkt auf die
entsprechende Kolbenseite.
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-180Der
gleiche
Öldruck
wird
auf
die
der
Ventilbewegung
entgegenwirkende
Reaktionsfläche des Steuerventils gegeben. Er bewirkt dadurch eine Rückstellung
des
Steuerventils.
Die
Größe
der
Reaktionsfläche
(Durchmesser
des
Reaktionskolbens) bestimmt dabei die Höhe der Kraft, die einem bestimmten Öldruck
zugeordnet ist. Damit ist auch das Drehmoment, das unter diesen Bedingungen an
der Lenkmutter und damit am Lenkrad aufgebracht werden muss, festgelegt.
Beispiel: Ohne Reaktionskolben wäre schon bei geringen Momenten an der
Lenkmutter die volle Unterstützung gegeben. Je größer die Reaktionskolbenfläche,
desto höher die erforderlichen Lenkmomente, bei denen die Unterstützung zum
Tragen kommt.
Abbildung 3-74: Arbeitsweise des Lenkventils bei Mercedes-Benz Servolenkungen [ATZ13]
Moderne
hydraulische
Unterstützungssysteme
sind
im
Gegensatz
zu
Standardlenkungen in der Lage, die Größe der Hilfskraft dem aktuellen
Betriebszustand des Fahrzeugs anzupassen (SERVOTRONIC, PARAMETERLENKUNG).
Die maßgebliche Größe ist dabei die Fahrzeuggeschwindigkeit. Abbildung 3-75 zeigt
die Höhe der Hilfskraft (ausgedrückt über den Öldruck in bar) in Abhängigkeit von der
Fahrgeschwindigkeit und dem aktuellen Lenkradmoment der Servotronic. Diese
Charakteristik ist in einem Steuergerät gespeichert. Der Öldruck wird damit anhand
der Eingangsgrößen festgelegt.
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-181-
Abbildung 3-75: Soll-Öldruck für die hydraulische Unterstützung in Abhängigkeit von
Lenkradmoment und Fahrgeschwindigkeit (Servotronic) [WALLQUE]
Ist die Fahrgeschwindigkeit niedrig und das Lenkradmoment hoch (Parkieren), so ist
auch die Unterstützung hoch. Bei hoher Geschwindigkeit (Autobahn) ist auch die
Unterstützung niedrig.
3.2.6.2.
Elektrohydraulische Unterstützung
(electrohydraulic power steering)
Hier wird die Hydraulikpumpe nicht vom Verbrennungsmotor sondern von einem
Elektromotor angetrieben. Es kann dadurch der Ölförderstrom der Pumpe gemäß der
momentanen Lenkarbeitsanforderung bedarfsgerecht eingestellt werden. Er ist damit
nicht wie bei der klassischen hydraulischen Lenkung von der Motordrehzahl
abhängig, sondern kann bis auf einen „Stand-by-Ölstrom“ gedrosselt werden, sobald
keine Unterstützung erforderlich ist.
Obwohl der Wirkungsgrad des elektrischen Antriebes im Vergleich zur direkten
mechanischen Kopplung der Flügelzellenpumpe mit dem Verbrennungsmotor kleiner
ist, bewirkt der bedarfsgerechte und nur zeitweise Einsatz der elektrisch betriebenen
Pumpe eine Energieeinsparung. Diese kann bis zu 0,3 Liter/100km betragen
[HEISSING].
Feb. 2010
B 10009
-182Abbildung 3-76 zeigt das Systemkonzept einer elektrohydraulischen Servolenkung.
Das „Powerpack“ enthält den elektrischen Antrieb und die Flügelzellenpumpe. Die
Druckregelung übernimmt das ebenfalls integrierte Steuergerät unter Zuhilfenahme
der Sensorinformationen.
Abbildung 3-76: Systemkonzept einer elektrohydraulischen Servolenkung [HEISSING]
Weitere Vorteile:
•
Das Pumpenmodul kann unabhängig vom Verbrennungsmotor im Fahrzeug
untergebracht werden
•
das komplette System kann in einer funktionsgeprüften Liefereinheit vom
Zulieferer zusammengefasst werden.
3.2.6.3.
Elektromechanische Unterstützung
(electromechanic power steering)
Die elektromechanische Lenkung verzichtet ganz auf hydraulische Komponenten
und überträgt die Leistung eines Elektromotors mittels eines mechanischen
Getriebes direkt auf die Zahnstange. Dabei werden Schneckengetriebe oder
Zahnrad- bzw. Riemenantriebe verwendet.
Es existieren verschiedene Bauformen der elektromechanischen Unterstützung:
•
Lenksäulenantrieb: Der unterstützende Elektromotor sitzt an der Lenksäule
hinter dem Armaturenbrett. Dadurch höhere Belastung und entsprechend
größere elastische Verformung der Lenkwelle.
Feb. 2010
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-183•
Servoantrieb am Ritzel: Der Unterstützungsantrieb sitzt direkt am Ritzel der
Lenkwelle an der Zahnstange. Hier kann die Unterbringung der Komponenten
aus Platz- und Crashgründen kritisch sein (Raum für Pedalerie)
•
Doppelritzelantrieb (Abbildung 3-77): Der Antrieb sitzt auf demjenigen Ende
der Zahnstange, welches dem manuellen Ritzel (an der Lenkwelle) gegenüber
liegt. Dadurch besseres Package möglich. Weiters können unterschiedliche
Verzahnungen
dieser
beiden
Ritzel/Zahnstangen-Paarungen
eingesetzt
werden (handlingoptimiert beim manuellen Ritzel, wirkungsgradoptimiert beim
Elektrischen)
•
achsparalleler Antrieb mit Kugelumlaufmechanismus: Lage der Komponenten
wie beim Doppelritzelantrieb. Übertragung des Momentes via Zahnräder oder
Riemenantrieb auf einen Kugelumlaufmechanismus
•
zentrischer
Antrieb
mit
Kugelumlaufmechanismus:
Der
Kugelumlaufmechanismus wird hier von einem röhrenförmigen Elektromotor
direkt angetrieben. Der gesamte Antrieb ist damit konzentrisch um die
Zahnstange angeordnet.
Abbildung 3-77: Elektromechanische Lenkung mit Doppelritzelantrieb (VW Golf) [HEISSING]
Feb. 2010
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-184Zur Bestimmung des erforderlichen Drehmomentes für die Unterstützungseinrichtung
wird über einen Lenkwinkel- und Drehmomentsensor an der Lenkwelle das aktuelle
Drehmoment am Lenkrad gemessen und in einem Steuergerät zusammen mit
anderen
Eingangsdaten
(z.B.
Fahrzeuggeschwindigkeit) in
die
notwendigen
Ansteuersignale für den Elektromotor umgewandelt.
Die durch die elektromechanische Lenkung erzielbare Energieeinsparung ist noch
größer als bei der elektrohydraulischen Lenkung (kein Stand-by-Ölstrom) und beträgt
bis zu 85% gegenüber hydraulischen Systemen.
Ein weiterer Vorteil der elektromechanischen Lenkung ist die Möglichkeit, über ein
aufgebrachtes Moment den Lenkwinkel der Vorderräder aktiv zu beeinflussen, wenn
der Fahrer das Lenkrad freigibt. Dies kann fahrdynamische Vorteile bieten
(Stabilisierung
des
Fahrzeuges,
„Giermomentenkompensation“
beim
μ-split-
Bremsen), aber auch zur Steigerung des Komforts beitragen (z.B. Automatisches
Lenken beim Einparken – PARK ASSIST)
Bisher ist der Einsatz der elektromechanischen Lenkung nur in und unterhalb der
Mittelklasse realisiert. Grund ist die hohe erforderliche elektrische Leistung im 12VBordnetz und die begrenzte Leistungsübertragung des Ritzelantriebes.
3.2.7.
3.2.7.1.
Aktive Lenksysteme (active steering)
Aktivlenkung
Die Aktivlenkung oder Überlagerungslenkung ermöglicht die stufenlose Änderung der
Lenkübersetzung
unabhängig
vom
momentanen
Lenkradwinkel.
Je
nach
Bedarf/Fahrsituation ruft dadurch derselbe Lenkraddrehwinkel unterschiedliche
Radlenkwinkel
hervor
Geschwindigkeiten
die
(Abbildung
3-78).
Handlichkeit
(kleine
Damit
können
Übersetzung)
bei
und
niedrigen
bei
hohen
Geschwindigkeiten Komfort, Fahrbarkeit und Geradeauslauf verbessert werden
(hohe Übersetzung – indirektere Lenkung). Zudem besteht die Möglichkeit, den
Fahrer zu überstimmen und einen anderen als den durch die Lenkradstellung
vorgegebenen Radlenkwinkel einzustellen.
Feb. 2010
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-185-
Hohe Fahrgeschwindigkeit (Autobahn):
Niedere Fahrgeschwindigkeit (Einparken):
reduzierter Radlenkwinkel
vergrößerter Radlenkwinkel
Abbildung 3-78: Prinzip der Aktivlenkung von BMW [ATZ12]
Abbildung 3-79 zeigt die Absenkung des erforderlichen Lenkradwinkels zur Erzielung
des gewünschten Radlenkwinkels im Fahrdynamikbereich von 25 bis 125 km/h durch
die Aktivlenkung und die Anhebung des erforderlichen Lenkradwinkels im
Hochgeschwindigkeitsbereich oberhalb von 125 km/h.
Durch die Absenkung ergibt sich ein größerer Geschwindigkeitsbereich, in dem ohne
Umgreifen gelenkt werden kann.
Abbildung 3-79: Vergleich des erforderlichen Lenkradwinkels bei konstanter und variabler
Lenkübersetzung über der Fahrgeschwindigkeit [ATZ12]
Feb. 2010
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-186Die stufenlose Änderung der Lenkübersetzung wird mittels eines Planetengetriebes
(Überlagerungsgetriebe) erreicht, welches an der Lenkwelle angebracht ist.
Der Planetenträger des Überlagerungsgetriebes weist eine Außenverzahnung auf
und kann über eine Schneckenradstufe von einem elektrischen Stellmotor verdreht
werden. Dadurch können der Lenkvorgabe des Fahrers beliebige Stellwinkel
überlagert werden. Den Kraftfluss vom E-Motor über den Schneckentrieb auf den
Planetenträger und das abtriebsseitige Sonnenrad zeigt Abbildung 3-80.
Die Anordnung ermöglicht verschiedene Betriebszustände:
•
Stellmotor und damit der Schneckentrieb stehen still: der Lenkwinkel vom
Lenkrad
wird
über
das
antriebsseitige
Sonnenrad
und
die
beiden
Planetensätze auf das abtriebsseitige Sonnenrad übertragen. Das entspricht
dem normalen, direkten Durchgriff des Fahrers auf die gelenkten Vorderräder.
•
Lenkrad und damit die antriebsseitige Sonne stehen still: es können die
Vorderräder über den Schneckentrieb und die Planetensätze beliebig
eingeschlagen werden.
•
Im Allgemeinen drehen sich sowohl das antriebsseitige Sonnenrad als auch
der Stellmotor und damit der Schneckentrieb sowie der Planetenträger. Das
ergibt die Überlagerung der Stellwinkel von Fahrer und Stellmotor.
Abbildung 3-80: Kraftfluss im Überlagerungsgetriebe der Aktivlenkung von BMW [ATZ12]
So ermöglicht die Überlagerungslenkung einen fahrerunabhängigen Lenkeingriff,
ohne die mechanische Kopplung zwischen Lenkrad und Vorderachse zu trennen.
Feb. 2010
B 10009
-187Dadurch bleiben der Aufbau des Lenkstrangs und damit der mechanische Durchgriff
des Fahrers auf die gelenkten Vorderräder stets erhalten. Ein etwaiger Ausfall des
Systems ist kein Sicherheitsrisiko. Es entfällt lediglich die variable Übersetzung.
Weitergehende Anwendungen der Überlagerungslenkung ergeben sich bei der
Integration der Lenkung in die Fahrdynamikregelung: Eine mit dem Bremssystem
(ESP) abgestimmte Gierratenregelung beinhaltet neben kontrollierten Bremsungen
einzelner Räder (ESP) automatische Lenkwinkelkorrekturen (Überstimmung der
Fahrervorgabe) über die Aktivlenkung zur Vermeidung instabiler Fahrzustände.
3.2.7.2.
Steer-by-wire
Beim Steer-by-wire-System wird der Fahrerlenkwunsch rein elektronisch vom
Lenkradmodul auf ein Radmodul übertragen und dort in einen Radlenkwinkel
umgesetzt. Es entfällt also die mechanische Kopplung zwischen Lenkrad und Rad.
Zur Übertragung nötig sind Lenkradsensoren, die den momentanen Fahrerwunsch
erfassen und Aktoren am Rad, die mit den im Steuergerät aus den Sensordaten
generierten Steuerbefehlen die Radlenkwinkel für beide Vorderräder einstellen.
Wegen der hohen Sicherheitsrelevanz der Fahrzeuglenkung ist besonderes
Augenmerk auf das Sicherheitskonzept des Lenksystems beim Ausfall von einzelnen
Komponenten zu legen. Das gesamte System muss daher redundant sein, d.h. ein
Ersatzsystem mit vollem Funktionsumfang muss existieren (Abbildung 3-81).
Abbildung 3-81: Konzept des Steer-by-wire-Lenksystems [HEISSING]
Feb. 2010
B 10009
-188Eine weitere große Herausforderung ist die Notwendigkeit, dem Fahrer das
gewohnte Feedback (Lenkgefühl) zu vermitteln. Dies geschieht ausgehend von
Sensoren am Rad auf dem umgekehrten Weg über das Steuergerät zum LenkradAktuator. Dieser muss ein der aktuellen Fahrsituation entsprechendes und vom
Fahrer eindeutig interpretierbares Moment aufbringen.
Vorteile:
•
einfacheres Package
•
höhere Crashsicherheit
•
Ausblenden von unkomfortablen Störkräften in der Lenkung
•
aktiver Eingriff zur Verbesserung von Fahrdynamik und Fahrsicherheit möglich
•
Völlig
freie
Gestaltung
der
Lenkübersetzung
und
der
vermittelten
Lenkradkräfte
•
Rückstellkräfte
müssen
bei
der
Achskinematikauslegung
nicht
mehr
berücksichtigt werden.
•
Funktionen sind ausschließlich in der Software abgebildet und damit einfach
skalierbar.
Nachteile:
•
hohe Kosten für die Ausfallsicherheit
•
„Bevormundung“ des Fahrers könnte problematisch aufgefasst werden
•
hoher Energiebedarf im 12V-Bordnetz
3.2.8.
Allradlenkung
Ziel der Allradlenkung ist die günstige Beeinflussung des Lenkverhaltens zur
Steigerung der Fahrdynamik und des Komforts.
Hierbei ist zwischen Vorsteuer- und Regelfunktionen zu unterscheiden.
Vorsteuerfunktionen weisen eine reine Abhängigkeit vom Fahrerlenkwinkel und
Fahrgeschwindigkeit auf. Dies sind:
•
Gegensinniges Mitlenken der Hinterräder zu den Vorderrädern (Abbildung
3-82)
o erleichtert das Parken und
o macht kleinere Wendekreise möglich (bes. für Fahrzeuge mit großem
Radstand).
Feb. 2010
B 10009
-189•
Gleichsinniges Mitlenken soll das
o Übergangsverhalten beim Spurwechsel und das
o Verhalten in Kurven bei hohen Geschwindigkeiten verbessern.
Abbildung 3-82: Gegensinniges und gleichsinniges Einschlagen der Räder von Vorder- und
Hinterachse bei Allradlenkung [ATZ14]
Regelfunktionen greifen fahrsituationsabhängig ein, um aktiv stabilisierende
Lenkeingriffe durchzuführen. Es lassen sich Über- und Untersteuersituationen
vermeiden. Voraussetzung ist die Möglichkeit, dass vordere und hintere Lenkung
unabhängig voneinander gestellt werden können.
Bei der Lösung von BMW (Abbildung 3-83) ist zur Betätigung der Hinterachslenkung
ähnlich wie bei einem vorderen Lenkgetriebe mit elektromechanischer Unterstützung
ein
bürstenloser
Gleichstrommotor
koaxial
zur
hinteren
Spurstangenwelle
angeordnet. Dieser erzeugt über einen einstufigen Spindeltrieb eine translatorische
Bewegung der mit der Spurstangenwelle fest verbundenen Spurlenker. Es werden
damit Einschlagwinkel der Hinterräder von bis zu 3° bewirkt.
Feb. 2010
B 10009
-190-
Abbildung 3-83: Elektromechanischer Aktuator der BMW Integral Aktivlenkung hinter der
Hinterachse [ATZ14]
Die Größe des hinteren Lenkwinkels wird dabei in Abhängigkeit vom Fahrerwunsch
und von der Fahrgeschwindigkeit eingestellt.
Das System HONDA (1987) funktioniert rein mechanisch (nur Vorsteuerfunktion). Bis
240° Lenkradeinschlag wird gleichsinnig mitgelenkt, dann wird gegengelenkt,
Abbildung 3-84. Dieses Mitlenken ist also unabhängig von der Fahrgeschwindigkeit.
Prinzip der HONDA - Vierradlenkung;
•
Mittelwelle verbindet die beiden Lenkgetriebe.
•
Aufbau des hinteren Lenkgetriebes; nur Mechanik, wenig Teile, Aufwand
überschaubar. Hinterräder bei kleinem Lenkeinschlag gleich-, bei großem
Lenkeinschlag gegensinnig zu den Vorderrädern.
Entscheidend ist die Bewegung der Achse QQ`. Rollt das Planetenrad in
Pfeilrichtung, geht die Achse zunächst leicht nach links, die Hinterräder stellen sich
gleichsinnig. Bei zunehmendem Lenkeinschlag wandert die Achse zunächst nach
oben, mit ihr das Gleitstück. Ab einem Lenkradeinschlag von rund 240 Grad ändert
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B 10009
-191die Achse QQ` ihre waagrechte Bewegungsrichtung, sie läuft nach rechts, die
Hinterräder schlagen gegensinnig zu vorn ein.
Abbildung 3-84: Mechanische Vierradlenkung System Honda (1987)
3.3.
3.3.1.
Bremssysteme (Brake systems)
Anwendung von Bremsen
Bremsen dienen zur Verzögerung des KFZ, wenn mehr Bremswirkung gefordert ist
als durch
Fahrwiderstände und Motorschleppmoment erzeugt wird. Kinetische
Energie des Fahrzeuges wird bei mechanischen Bremsen in Wärmeenergie
umgewandelt. Die Wärme wird an die Umgebung abgegeben und ist nicht weiter
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-192nutzbar. Daneben dienen spezielle Bremssysteme zum Halten einer Geschwindigkeit
oder dem Festhalten des Fahrzeuges auf einer Gefällestrecke.
Die Bremsanlagen eines Kraftfahrzeugs lassen sich in drei Hauptgruppen
unterteilen [BREUER]:
•
Festhaltebremsen: Verhüten unerwünschter Bewegung des ruhenden
Fahrzeugs (Vorsorge gegen Wegrollen auf abschüssiger Straße und gegen
unbeabsichtigtes Verschieben in der Ebene. - Die Festhaltebremsung ist ein
einfaches Kraftproblem.)
•
Beharrungsbremsen, d. h. Verhindern unerwünschter Beschleunigung bei
Talfahrt; (Reicht das Motorbremsmoment bei Gefällefahrt nicht aus oder ist
wie bei Anhängern kein Motor vorhanden, so müssen hydraulische oder
elektrische Verlangsamer, so genannte Retarder,
- falls vorhanden -
zugeschaltet werden, um eine konstante Geschwindigkeit halten zu können)
•
Verzögerungsbremsen, d. h. Verringern der Geschwindigkeit, ggf. bis zum
Stillstand des Fahrzeugs (Höhere Verzögerungen und die Abbremsung bis
zum Stillstand können nicht mit der Motorbremse und auch nicht mit Retardern
erreicht werd).
Die vier an Fahrzeugen ausgeführten Bremseinrichtungen sind (amin: mögliche
Beschleunigung):
•
Betriebsbremse (Mehrkreisausführung für hohe Sicherheit) (amin ~ 5,5 m/s2)
•
Hilfsbremse (Bei Ausfall der Betriebsbremse) (amin ~ 2,5 m/s2)
•
Festellbremse
•
Dauerbremse
Alle Bremssysteme mit Ausnahme der Dauerbremse wirken direkt am Rad.
3.3.2.
Anforderungen an das Bremssystem
Die wichtigsten Anforderungen an das jeweilige Bremssystem sind; [BREUER]:
•
kurzer Bremsweg (Entscheidend aus dem Blickwinkel der Verkehrssicherheit
ist letztlich die Frage, wann und wo ein Fahrzeug im Not fall zum Stehen
kommt)
Feb. 2010
B 10009
-193•
hohe Bremsstabilität (Von größter Bedeutung ist, dass das Fahrzeug beim
Bremsvorgang seine Spur nicht verlässt und lenkbar bleibt. Voraussetzung
dafür ist, dass die Räder nicht blockieren.)
•
geringe Ausfallwahrscheinlichkeit (bezogen auf eine Zeitdauer oder eine
Laufstrecke). Daher meist parallele Verwendung mehrerer Bremssysteme
– Redundanz.
Die
Fahrzeuge
der
Klassen
M
und
N
müssen
bestimmte
gesetzliche
Anforderungen an die Betriebs-, Hilfs- und Feststellbremsanlage erfüllen:
•
Betriebsbremsanlage:
Die Betriebsbremsanlage muss vom Fahrzeugführer abstufbar betätigt werden
können, ohne die Hände von der Lenkung nehmen zu müssen. In der Regel sind
mindestens
zwei
unabhängige
(Zweikreisbremsanlage),
da
bei
Übertragungseinrichtungen
teilweisem
Ausfall
eine
notwendig
vorgeschriebene
Mindestverzögerung erreichbar bleiben muss.
•
Hilfsbremsanlage:
Die Hilfsbremsanlage muss ebenfalls abstufbar betätigt werden können; allerdings
darf der Fahrzeugführer dazu eine Hand von der Lenkung nehmen. Die mit der
Hilfsbremsanlage erreichbare Verzögerung muss mindestens halb so groß sein,
wie die für die Betriebsbremsanlage Vorgeschriebene.
•
Feststellbremsanlage:
Die Feststellbremsanlage muss das beladene Fahrzeug auf einer Neigung von
20%, bei Lastzügen das mit Anhänger oder Auflieger gekoppelte Zugfahrzeug auf
einer Neigung von 12%, im Stillstand halten können. Die Kraftübertragung darf bei
der Feststellbremsanlage nur rein mechanisch erfolgen. In den meisten Fällen
übernimmt die Feststellbremse zugleich die Aufgaben der Hilfsbremsanlage.
•
Dauerbremsanlage:
Die Regelungen der EG schreiben für Fahrzeuge der Klassen M2, M3 und N3 die
Verwendung
von
Dauerbremsen
vor,
wenn
von
der
Betriebsbremse
die
vorgeschriebenen Prüfungen (Typ l und II) nicht bestanden werden. Die Funktion der
Feb. 2010
B 10009
-194Dauerbremsanlage muss unabhängig von Zustand und Wirksamkeit der
übrigen Bremsanlagen sichergestellt sein.
3.3.3.
3.3.3.1.
Bremskrafterzeugung und -übertragung
Hydraulische Bremse
Hydraulische Bremssysteme werden heute generell in PKW, Motorrad und leichten
LKW verwendet. Die Übertragungskette der Bremskraft vom Pedal zum Rad bei
hydraulischer Bremse zeigt Abbildung 3-85.
Abbildung 3-85: Übertragungskette einer konventionellen Bremsanlage; [BREUER].
o Das Bremspedal wirkt mechanisch auf den
o Hauptbremszylinder mit
o vakuumunterstütztem Bremskraftverstärker, es folgt die hydraulische
Betätigung der Bremskolben der
o Radbremsen, die das Bremsmoment mittels Reibung über die
Normalkraft FSP erzeugen.
Feb. 2010
B 10009
-195-
3.3.3.2.
Elektrohydraulische Bremse EHB
Der Fahrerwunsch wird von einem mit dem Bremspedal (Signalgeber) verbundenen
Potentiometer in ein elektrisches Signal verwandelt, das zum elektronischen
Steuergerät
übertragen
wird.
Das
Steuergerät
berechnet
nach
Weg
und
Geschwindigkeit, mit dem das Bremspedal getreten wird, die Bremskraft für jedes
Rad einzeln – Abbildung 3-86.
Damit wird ein hydraulischer Block angesteuert, der den elektrischen Befehl in
einen Hydraulischen umwandelt – wieder für jedes Rad einzeln. Das elektronische
Steuergerät sammelt dazu alle Informationen, angefangen
•
bei den Drehzahlsensoren in den Rädern bis zur
•
Querbeschleunigung und
•
Giermoment.
Es übernimmt die
•
ABS-Regelung (siehe 3.3.7.2), die
•
Bremskraftaufteilung und die
•
Fahrstabilisierung.
Außerdem
ist
es
dafür
eingerichtet,
die
Signale
weiterführender Systeme aufzunehmen und das Auto
•
notfalls auch dann abzubremsen, wenn der Fahrer noch nicht oder falsch
reagiert.
Der für die Bremsenfunktion notwendige hydraulische Druck wird von einer elektrisch
angetriebenen Pumpe aufgebaut und von einem Druckspeicher gehalten. Zur
Sicherheit gibt es noch eine hydraulische Verbindung zwischen Bremspedal und
den Bremsen der Vorderräder, doch ist diese bei normaler Funktion durch Ventile
unterbrochen. Das heißt, ein Teil der Bremskraft bleibt auch dann erhalten, wenn
das elektrische Bordnetz total ausfallen sollte.
Feb. 2010
B 10009
-196-
Abbildung 3-86: SBC – Prinzipschaubild  die EHB-Bremse von Daimler; [STOLL].
Bislang haben sich EHB noch nicht flächendeckend durchgesetzt, aktuelle Beispiele
sind
Toyota
(Prius)
sowie
Lexus.
Daimler
verwendet
inzwischen
wieder
konventionelle hydraulische Bremsanlagen.
3.3.3.3.
Der
Elektromechanische Bremse
mögliche
gänzliche
Entfall
der
Bremsleitungen
bietet
in
der
Fahrzeugarchitektur Vorteile („Brake-by-wire“-Konzept). Hier wird der Anpressdruck
der Bremszangen an den Bremsscheiben durch Elektromotoren erzeugt
•
über einen Spindelantrieb
•
durch Bewegen eines Keiles und einhergehender Selbstverstärkung der
Bremswirkung („Keilbremse“)
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B 10009
-197-
Abbildung 3-87: Prinzipskizze der elektronisch geregelten Keilbremse [Siemens]
Abgesehen vom Bremspedal benötigt ein derartiges System keine mechanischen,
hydraulischen oder druckluftführenden Teile, sondern der gesamte Bremsvorgang
wird elektrisch gesteuert. Ein Sensor am Bremspedal erfasst den Fahrerwunsch
und leitet den Bremsvorgang ein, Abbildung 3-88.
Abbildung 3-88: Elektrisch-elektronische Bremse. Statt Hydraulik sind in Bremszangen
Elektromotoren; [Mot. Nr. 20/16.09.95].
Feb. 2010
B 10009
-198Probleme:
•
Sicherstellung des Notlaufs; wird als Kernproblematik gesehen,
•
Hohe Stellkräfte müssen realisiert werden, daraus folgt sowohl
•
großes Bauvolumen als auch
•
hohes Gewicht im Vergleich zu konventioneller Hydraulikbremse.
•
hoher Energiebedarf bestimmer Aktuatorarten im Niedervolt-Bordnetz
Mittelfristig ist der Einsatz nicht zu erwarten. Als Prototyp existieren die Systeme
bereits.
3.3.3.4.
Druckluftbremse (Air brake system)
Bei mittelschweren und schweren Nutzfahrzeugen ist es nicht möglich, allein
mit der Fußkraft des Fahrers eine für den praktischen Betrieb ausreichende
Abbremsung
zu
erzielen.
Deshalb
haben
Nutzfahrzeuge
über
ca.
6t
Gesamtgewicht fast generell eine Fremdkraftbremsanlage.
Als Arbeitsmittel dient Luft, die von einem Kompressor vorgespannt und in
Druckluftbehältern gespeichert wird.
Vorteil
•
ist die Möglichkeit der problemlosen Ankopplung weiterer Bremssysteme
beim
Anhängerbetrieb.
Zum
Zugbetrieb
gehört
die
EU-übliche
Zweileitungsbremsanlage für Anhängefahrzeuge. Der
Nachteil
•
besteht im höheren Gewicht und Platzbedarf, er wird in dieser schweren
Fahrzeugklasse in Kauf genommen. Abbildung 3-89 zeigt Aufbau und
Komponenten einer Zweikreis-Druckluftbremsanlage.
Während die Radbremsen der Druckluftbremsanlage mit denen der hydraulischen
Bremsanlage weitgehend übereinstimmen, unterscheiden sich die Baukomponenten
von Betätigungs- und Übertragungseinrichtung deutlich. Im Folgenden sind die
wichtigsten Komponenten einer Druckluftbremsanlage zusammengefasst.
Feb. 2010
B 10009
-199•
Kompressor - ein mechanisch mit dem Verbrennungsmotor gekoppelter
Hubkolbenverdichter;
•
Druckregler - automatisch arbeitendes Umschaltventil zur Steuerung des
Betriebsdrucks (ca. 8-10 bar) in den Vorratsbehältern. Ist der Betriebsdruck
erreicht, wird die Luft über einen separaten Anschluss abgeblasen und der
ständig
mitlaufende
Kompressor
arbeitet
dann
nur
gegen
den
Umgebungsdruck.
•
Lufttrockner - entzieht der verdichteten Umgebungsluft die Feuchtigkeit.
Verhindert Korrosion und Eisbildung durch auskondensiertes Wasser im
Druckluftsystem.
•
Vierkreis – Schutzventil - Das Herz einer Druckluftbremsanlage an der
Nahtstelle zwischen Energieversorgung und Vorrat ist das VierkreisSchutzventil. Es sorgt für die Aufteilung der Druckluft in voneinander
unabhängige Bremskreise und sichert bei Defekt eines oder mehrerer Kreise
die intakten Kreise gegen Druckabfall ab. Die vier Bremskreise teilen sich auf
in zwei Betriebsbremskreise, einen Kreis zur Druckluftversorgung der Hilfsund Feststellbremsanlage sowie des Anhängeranschlusses und einen Kreis
für weitere Nebenverbraucher, wie beispielsweise die Steuerung der
Motorbremse.
•
Betriebsbremsventil - steuert die Höhe des auf die Radbremsen wirkenden
Luftdrucks
je
nach
Pedalstellung.
Die
Fußkraft
wird
lediglich
zur
Bremskraftregelung, nicht aber zur Bremskrafterzeugung herangezogen.
•
Radbremszylinder - man unterscheidet nach einfachen Membranzylindern, die
den
Luftdruck
in
die
Spannkraft
der
Bremse
umwandeln,
und
Kombibremszylindern mit integriertem Federspeicher
Feb. 2010
B 10009
-200-
Abbildung 3-89: Schema einer Zweikreis-Druckluftbremsanlage; [WALLLAE].
3.3.3.5.
Hybride Bremsanlage – Druckluft-Hydraulik:
Es gibt Bremsanlagen, bei denen Druckluft als Energieträger verwendet wird, wegen
hydraulisch betätigter Radbremsen aber der Luftdruck über Vorspannzylinder in
hydraulischen Druck umgewandelt wird. Man spricht dann von sogenannten „Airover-Hydraulic'' - Bremssystemen (Abbildung 3-90).
Druckluft-hydraulische Bremsanlage haben im Wesentlichen die gleichen
Komponenten wie reine Druckluftbremsanlage. Die Radbremsen werden jedoch
hydraulisch angesteuert, was den Einsatz von sogenannten Vorspannzylindern
erforderlich macht, die den pneumatischen Druck in hydraulischen Druck umsetzen.
Feb. 2010
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-201-
Abbildung 3-90: „Air-over-Hydraulic'' – Fremdkraft-Bremssystem; [BREUER].
Vorteile:
•
Geringere Platzbedarf am Rad,
•
höhere Bremsdrücke im Vergleich zu unterdruckverstärkten Bremsanlage,
•
leichte Lkw dürfen meist auch Anhänger mit einem zulässigen Gesamtgewicht
von mehr als 3,5t ziehen; Anhänger über 3,5t Gesamtgewicht dürfen aber
nicht mehr mit einer Auflaufbremse versehen werden.
Nachteile:
•
Mehrgewicht und somit eine verringerte Zuladung,
•
zusätzlicher Wartungsaufwand,
•
neuere Lkw - Entwicklungen erlauben druckluftbetätigte Scheibenbremsen
an allen Achsen, auch bei leichten Lkw, so dass der zusätzliche Aufwand für
die hydraulischen Komponenten der Bremsanlage entfallen kann.
Feb. 2010
B 10009
-202-
3.3.3.6.
Hydraulikmedium/ Bremsflüssigkeit: (Hydraulic brake fluid)
Anforderungen an die Bremsflüssigkeit:
•
Verträglichkeit mit allen kontaktierenden Materialien. Metalle dürfen nicht
angegriffen oder in ihren Eigenschaften verändert werden, Gummiteile dürfen
nicht zersetzt werden und müssen ein genau begrenztes Quellverhalten
zeigen.
•
Ausgewogenes Viskositäts-Temperaturverhalten. Die Viskosität soll bei
tiefen Temperaturen so klein als eben möglich sein, während sie bei hohen
Temperaturen nicht unter ein bestimmtes Maß absinken soll. Zu hohe Zähigkeit
ergibt eine schlechte Reaktionszeit der Bremse bezüglich Druckauf- bzw.
Druckabbau (insbes. bei ABS-Bremsung), zu geringe Zähigkeit bewirkt
verminderte Dichtheit des Systems und verschlechtert gleichzeitig auch die
Schmierfähigkeit und damit das Verschleißverhalten.
•
Großer thermische Arbeitsbereich: Genügende Sicherheitsspanne zwischen
der kritischen Temperatur der Bremsflüssigkeit (vapor lock) und den unter
sinnvollen
Belastungen
auftretenden
maximalen
Bremsflüssigkeits-
temperaturen. Der thermische Arbeitsbereich einer Bremsflüssigkeit kann sich
von -45oC (Wintertemperatur) bis nahe an die 300oC erstrecken, wobei die
Aorderungen ständig erfüllt werden müssen.
•
Wasser in Tropfenform im Bremskreislauf kann bei Erhitzung durch die
Bremse verdunsten und Dampfblasen bilden, welche leicht kompressibel sind
und ein Versagen der Bremsanlage zur Folge haben können (nicht zu
verwechseln mit „Fading“ - 3.3.5.2). Da das Eindringen von Wasser in die
Bremsleitungen nicht zu vermeiden ist, wird die Wassertropfenbildung dadurch
vermieden, dass die Bremsflüssigkeit das Wasser absorbiert.
Materialien:
•
Wenig verbreitet sind Silikone und Mineralöe
•
Als Basis für Bremsflüssigkeiten wird meist Glykol mit seinen Äthern und
Estern (SAE J1703 und 1704) verwendet. Diese Polyglykolverbindungen
sind hygroskopisch, d.h. Wasser anziehend und aufnehmend. Dadurch sinkt
der Siedepunkt der Bremsflüssigkeit in Abhängigkeit von der gelösten
Wassermenge (Abbildung 3-91). Dies und die Alterung der Bremsflüssigkeit
Feb. 2010
B 10009
-203durch
Oxidation
und
Verunreinigung
durch
Abrieb
machen
einen
regelmäßigen Wechsel der Bremsflüssigkeit im Fahrzeug notwendig.
Abbildung 3-91: Abfall der Siedekennziffer zweier Bremsflüssigkeiten mit steigendem
Wassergehalt [ATE].
3.3.4.
Einbau im Fahrzeug
Das Schema einer klassischen PKW-Bremsanlage zeigt Abbildung 3-92.
Abbildung 3-92: Schema einer 4-Rad PKW-Scheibenbremsanlage; [WALLLAE].
Feb. 2010
B 10009
-204In der Praxis sind fünf verschiedene Bremskreisaufteilungen anzutreffen, die in
Abbildung 3-93 gezeigt werden:
Abbildung 3-93: Vergleich verschiedener Bremskreisaufteilungen; [WALLQUE].
Feb. 2010
B 10009
-205-
Im PKW-Sektor ist die Diagonal-Anordnung am gebräuchlichsten, während die
anderen Systeme eher im Nutzfahrzeugbereich eingesetzt werden.
3.3.5.
Bauarten von Radbremsen (Types of wheel brakes)
Im Kraftfahrzeugbau kommen als Radbremsen ausschließlich Trommel- und
Scheibenbremsen zum Einsatz. Bis etwa 1960 hatten alle Pkw Trommelbremsen,
heute finden sie nur noch an der Hinterachse einiger Modelle.
3.3.5.1.
Trommelbremsen – Bauarten (Drum brakes – types)
Trommelbremsen können als Band- oder Backenbremsen ausgeführt sein, dabei
kann die bremsende Reibungskraft innen oder außen an der Trommel angreifen.
Übliche Bauart ist die Innenbackenbremse mit in der Regel zwei Backen in einer
Trommel. Trommelbremsen werden nach der Spannkrafteinleitung und der
Backenabstützung in unterschiedliche Kategorien eingeteilt, wie in Abbildung 3-94
gezeigt.
Feb. 2010
B 10009
-206-
Abbildung 3-94: Bauarten von Trommelbremsen; [WALLLAE].
Bei der Backenabstützung unterscheidet man auflaufende und ablaufende Backen.
Die Bremsbacken drehen sich um einen festen Drehpunkt und stützen sich gegen
ihn ab. Läuft die Bremstrommel von der Zuspannseite der Bremsbacke in Richtung
Abstützung um, so nennt man die Backe auflaufend. Dreht die Trommel in Richtung
von der Abstützung der Backe zur Zuspannseite hin, ablaufende Backe. Bei
Feb. 2010
B 10009
-207•
auflaufenden Backe ergibt sich eine Selbstverstärkung der Bremswirkung.
Bei
•
ablaufenden Backe erfolgt eine Selbstabschwächung der Bremswirkung
Bremstrommeln
Heute
allgemein
verbreitet
sind
aufgrund
der
preisgünstigen
Herstellung
Bremstrommeln aus: (Abbildung 3-95)
•
Grauguss.
Für
besondere
Anwendungen
gibt
es
gewichtsoptimierte
Lösungen, wie Trommel in
•
zweiteiligem Verbundguss hergestellt. Der äußere Bereich besteht aus einer
Aluminiumlegierung, innen ist wegen der geeigneteren Reibpaarung ein
Graugussring eingesetzt. Oder Trommel aus
•
Aluminium/Keramik-Verbundguss. Das Aluminium ist in eine Matrix aus
Keramik bzw. Aluminiumoxid eingegossen.
Bremstrommeln aus Aluminium sind anspruchsvoll in der Herstellung und haben
wegen des niedrigen Schmelzpunktes einen eingeschränkten Leistungsbereich.
Am besten eignen sie sich daher für Hinterachsbremsen besonders leichter
Fahrzeuge.
Grauguss
zweiteiliger
Aluminium/Keramik-
Verbundguss
Verbundguss
Abbildung 3-95: Bremstrommeln unterschiedlicher Bauart; [BREUER].
Feb. 2010
B 10009
-208Trommelbremsbeläge
Trommelbremsbeläge werden auf Metallbremsbacken entweder genietet oder
geklebt. Früher hat man Asbestbeläge verwendet. Asbest wäre unter rein
technischen Gesichtspunkten ein idealer Reibbelag, wenn nicht gesundheitliche
Gefahren durch seine Verwendung auftreten würden. Das Mineral Asbest kann bei
seiner Bearbeitung und beim Bremsen Feinstaub freisetzen; dieser stellt die
eigentliche Gesundheitsgefährdung dar.
Es ist daher eine Umstellung auf asbestfreie Bremsbeläge erfolgt.
Nachstellung
Bei den Trommelbremsen müssen die Bremsbacken regelmäßig nachgestellt
werden, um trotz fortschreitendem Verschleiß der Beläge den Pedalweg kurz zu
halten und nicht den vorhandenen Pedalweg zum Anlegen der Bremsbacken zu
"verbrauchen". Die Nachstellung kann entweder von Hand oder selbsttätig
erfolgen.
Abbildung 3-96 zeigt einfache, manuelle Nachstellmöglichkeiten durch Exzenter(li.) und Zahnradnachstellung (re.). Da die Wartungsintervalle moderner Fahrzeuge
immer länger werden und sich dadurch bis zur Nachstellung unerwünschter
Bremspedalhub
einstellen
könnte,
finden
heute
automatische
Nachstelleinrichtungen Verwendung.
Abbildung 3-96: Manueller Reibbelagverschleißausgleich von Trommelbremsen durch Exzenter
- (li.) und Zahnradnachstellung (re.) ; [BREUER].
Feb. 2010
B 10009
-209Trommelbremse als Feststellbremse
Trommelbremse dienen in der Regel auch als Feststellbremse, da diese Funktion
leicht zu realisieren ist. Die Betätigungskraft wird über Seilzüge von der
Betätigungseinrichtung auf die Hebel der Trommelbremse übertragen. Heute sind
fast ausschließlich Systeme mit rein mechanischer Betätigung über Hand- oder
Fußhebel in Gebrauch; Abbildung 3-97. Sie werden allerdings schon in ersten
Anwendungen
von
elektromotorisch
betätigten
Feststellbremsen,
den
sogenannten „elektrischen Parkbremsen" (EPB) ersetzt.
Abbildung 3-97: Schema einer Feststellbremse (Handbremse); [BREUER].
3.3.5.2.
Scheibenbremsen – Bauarten (Disc brakes – types)
Scheibenbremsen sind Axialbremsen.
Standard im Personenwagen sind
Teilscheibenbremsen, bei denen die Bremsbelagflächen jeweils einen Teil einer
ebenen
Ringfläche
bedecken.
Praktisch
alle
Vorderradbremsen
sind
Scheibenbremsen; bei vielen leistungsstärkeren Fahrzeugen finden sie auch an der
Hinterachse Verwendung.
Ihre wesentlichen Vorteile sind
•
höhere thermische Belastbarkeit,
•
geringere Empfindlichkeit gegenüber Reibwertschwankungen,
•
reproduzierbar gleichmäßiges Ansprechen,
•
gleichmäßiger Belagverschleiß,
•
einfache, automatische Nachstellung und
Feb. 2010
B 10009
-210•
einfacher Belagwechsel.
Nachteile sind
•
hohe Betätigungskraft
•
empfindlich für Schmutz
•
teurer
Man unterscheidet Scheibenbremsen nach der Bremssattelbauart; Abbildung 3-98:
•
Festsattel – Scheibenbremse; Abbildung 3-99
•
Schwimmrahmensattel – Scheibenbremse; Abbildung 3-100 und
•
Faustsattel – Scheibenbremse; Abbildung 3-101
Festsättel und Faustsättel haben sich als Bauarten von Scheibenbremsen
weitgehend durchgesetzt. Axial angeordnete hydraulische Zylinder bringen die
Zuspannkräfte des Bremssattels auf die Bremsbeläge auf
Abbildung 3-98: Vergleich von Scheibenbremsbauarten; [WALLLAE].
Festsattel
Feb. 2010
B 10009
-211An der Vorderachse schwerer Pkw mit Heckantrieb sind Festsättel weit verbreitet,
da diese Fahrzeuge ausreichenden Einbauraum bieten. Zudem haben sie meist
einen deutlich positiven Lenkrollradius, so dass der Sattel nicht so tief in die
Radschüssel verlegt werden muss.
Beidseitig der Scheibenreibflächen angeordnete Bremszylinder und ein
feststehendes Gehäuse kennzeichnen den Festsattel. Zwei axial miteinander
verschraubte Hälften bilden das Gehäuse. Die Beläge stützen sich tangential an
Anschlagführungen seitlich der Kolben ab.
Nachteil:
thermisch sensibel - Infolge starker Bremsenbeanspruchung kann es leichter zu
Dampfblasenbildung und damit zu Bremsenausfall kommen, da Kanalbohrungen in
den
Gehäusehälften,
die
auf
beiden
Scheibenseiten
befindlichen
Zylinder,
hydraulisch verbinden; siehe Abbildung 3-99. Dies wird verhindert durch besonders
effiziente Kühlluftführung und durch eine gute Bemessung der Scheibe.
Abbildung 3-99: Festsattel – Scheibenbremse; [BREUER].
Rahmensattel
Um die Vorteile des negativen Lenkrollradius optimal nutzen zu können, muss die
Bremsscheibe axial tiefer in die Felgenschüssel verlagert werden. Eine Lösung
sind
Schwimmrahmensättel.
Sie
arbeiten
mit
nur
einem,
auf
der
Scheibeninnenseite angeordneten Bremszylinder, dessen Reaktionskraft ein
Rahmen über die Scheibe auf den felgenseitigen Belag überträgt; siehe Bild 04056.
Feb. 2010
B 10009
-212Beide Beläge stützen ihre jeweiligen tangentialen Bremsumfangskräfte direkt auf
zwei Arme des Halters ab, der mit der Radnabe bzw. dem Achsschenkel fest
verschraubt ist.
Vorteil:
Der große, offene Belagschacht erlaubt der Kühlluft ungehinderten Zugang zu den
Belägen. Die dadurch erreichbare niedrige Temperatur der Bremsflüssigkeit ist
ein wichtiger Vorteil des Rahmensattels.
Abbildung 3-100: Schwimmrahmensattel – Scheibenbremse; [BREUER].
Faustsattel
Auch beim Faustsattel Abbildung 3-101 liegt der Kolben auf der Seite zur
Fahrzeugmitte. Radseitig wird daher nur wenig Bauraum benötigt, so dass der
Faustsattel ebenfalls einen negativen Lenkrollradius ermöglicht. Das Gehäuse ist
meist einteilig und gleitet auf zwei Armen eines festgeschraubten Halters oder
des Achsschenkels.
Feb. 2010
B 10009
-213-
Abbildung 3-101: Faustsattel – Scheibenbremse; [BREUER].
Vorteil:
•
große Belagflächen,
•
optimale Belagform,
•
geringes Gewicht und
•
kleine Einbaugröße.
Seine kompakte Bauweise erlaubt sogar die Kombination von Vorderradantrieb
und negativem Lenkrollradius.
Belüftete Bremsscheibe
Beim Bremsen wird kinetische Energie in Wärme umgewandelt. Etwa 90% dieser
Energie dringt zunächst in die Scheibe ein, die sie wiederum an die
Umgebungsluft weitergibt. Bei Bergabfahrten zum Beispiel erreicht der Reibring
Temperaturen von bis zu 700 °C (Rotglut). Das Temperaturniveau der Bremse hat
entscheidenden Einfluss auf den Reibwert und somit auf die Bremswirkung, siehe
Abbildung 3-102.
Feb. 2010
B 10009
-214-
Abbildung 3-102: Temperaturabhängigkeit des Reibwertes; [BREUER].
Daher werden zur besseren Kühlung - vor allem an den Vorderrädern - verstärkt
innenbelüftete Bremsscheiben eingesetzt. Eine bessere Kühlwirkung und darüber
hinaus eine verringerte Wasserempfindlichkeit lässt sich ebenfalls realisieren, wenn
eine gelochte oder genutete Bremsscheibe verbaut wird.
Nachteil:
•
Höhere Kosten und unter Umständen eine
•
stärkere Geräuschbildung
Die ATE „Power Disc" (Abbildung 3-103) vermeidet diese Nachteile durch eine in die
Ringflächen eingearbeitete Endlosnut. Diese Multifunktionsnut hat darüber hinaus
weitere Vorzüge wie eine optische Erkennung der Verschleißgrenze.
Feb. 2010
B 10009
-215-
Abbildung 3-103: Massive Bremsscheibe (links) – belüftete Bremsscheibe (rechts); [BREUER].
Bremsscheiben – Werkstoffe
Neben der thermischen ist auch die schwingungsmäßige Beanspruchung der
Bremsscheiben hoch, dazu siehe auch Abbildung 3-104.
Abbildung 3-104: Schwingungsformen einer Bremsscheibe; [BREUER].
Feb. 2010
B 10009
-216Üblicherweise sind Bremsscheiben aus
•
perlitischem Grauguss in den Qualitäten GG15 bis GG 25 gefertigt. Legieren
mit
•
Chrom und Molybdän erhöht die Verschleißfestigkeit und verbessert das
Wärmerissverhalten des Werkstoffs. Ein
•
hoher Kohlenstoff-Gehalt verbessert die Wärmeaufnahmegeschwindigkeit.
C/SiC – Bremsscheibe
Die C/SiC - Scheibe wurde speziell für Hochleistungssportwagen entwickelt. Die
Scheibe
besteht
aus
mit
Kohlefaser
(C)
verstärkter
Keramik
mit
siliziumkarbidhaltiger Matrix (SiC). Diese Bremsscheibe ist eher aufwändig zu
fertigen, die Herstellungskosten sind hoch.
Gegenüber der konventionellen Grauguss-Bremsscheibe hat C/SiC - Bremsscheibe
folgende Vorteile:
•
Lebensdauer von circa 300 000 Kilometer durch höhere Verschleißfestigkeit,
•
Gewichtsersparnis von etwa 2/3 und damit Verringerung der ungefederten
Massen und
•
Korrosionsbeständigkeit
(keine
Kontakthaftung
oder
festrostende
Bremsbeläge)
Spezifische Begriffe rund um die Scheibenbremse:
Fading
Werden die Bremsen thermisch übermäßig beansprucht, kann es zum sogenannten
„Fading"
kommen.
Hohe
Temperaturen
beeinflussen
den
Reibwert
von
Bremsbelägen. Der Belagreibwert nimmt dann deutlich ab, die gewünschte
Fahrzeugverzögerung kann nur noch mit entsprechend stark erhöhter Pedalkraft
erreicht werden. (Siehe Abbildung 3-102)
Ursache für Fading ist unter anderem das sogenannte „Ausgasen", bedingt durch
das verdampfen bestimmter Bestandteile des Belagmaterials, die einen Gaspolster
zwischen Belag und Reibfläche bilden.
Feb. 2010
B 10009
-217Für extreme Einsatzgebiete gibt es spezielle Bremsbelagmischungen (sogenannte
„Rennbeläge"), die erst bei hoher Betriebstemperatur ihren maximalen Reibwert
entwickeln.
Rubbeln
Unter Rubbeln wird das periodische Auftreten von Bremskraftschwankungen
trotz
konstanter
Betätigungskraft
Bremspedalpulsieren
und/oder
verstanden.
Lenkrad-
Rubbeln
oder
ist
in
Form
von
Karosserieschwingungen
wahrnehmbar. Es handelt sich um niederfrequente Schwingungen.
Ursachen für das Rubbeln sind:
•
Dickenschwankungen der Bremsscheibe im 1/1000 mm-Bereich oder
•
Verwerfungen der Scheibe auf Grund von thermischer Überlastung.
Hot Spots
„Hot Spots" sind durch thermische Überlast verursachte, lokale Veränderungen
(entweder Gefügeveränderungen in der Scheibe oder Reibbelagauftrag auf der
Scheibe), die gleichmäßig an der Bremsscheibenoberfläche verteilt sind. Hot Spots
verursachen Rubbeln.
3.3.6.
Grundlagen der Bremsenberechnung
(Basic elements of brake
calculation)
Der physikalische Zusammenhang zwischen
•
Fußkraft FF oder Pedalkraft Fped; Abbildung 3-105,
•
Bremsenspannkraft FSp und
•
Bremsumfangskraft FB,U am Reibradius der Bremse wird durch die
•
Gesamtverstärkung der Bremsanlage iges, bestehend aus
•
äußerer Verstärkung iä und
•
innerer Verstärkung (Bremsenkennwert) C*, gemäß folgender Gleichungen,
hergestellt.
Feb. 2010
B 10009
-218-
Abbildung 3-105: Kräfte an einer Bremsanlage; [WALLLAE].
i ges = i ä ∗ C *
iä =
C* =
FSp
FF
FB ,U
FSp
=
(33)
Spannkraft
Fußkraft
=
(34)
Bremsumfangskraftt
Spannkraft
(35)
Mit dem Bremsenkennwert C* (innere Übersetzung, innerer Verstärkung) wurde eine
von der Bauform der Bremse unabhängige Rechengröße geschaffen. Sie ist sowohl
für Trommelbremsen als auch für Scheibenbremsen aussagekräftig.
3.3.6.1.
Scheibenbremsen – Grundgleichungen (Disc brakes – basic equations)
Mit dem Zusammenhang
FB,U , ges = FB, Backen(1) + FB, Backen( 2) = 2 ∗ ( FSp ∗ µ B )
(36)
Siehe auch Abbildung 3-106; folgt mit Gleichung (35)
C * = 2µ B
Feb. 2010
(37)
B 10009
-219Somit ist bei der Scheibenbremse der C* -Wert (innere Verstärkung /
Bremsenkennwert) nur eine Funktion des Belagreibwertes
Abbildung 3-106: Aufbau und Kräfte einer Scheibenbremse; [BREUER].
3.3.6.2.
Trommelbremsen – Grundgleichungen
(Drum
brakes
–
basic
equations)
Der Aufbau einer Simplex-Trommelbremse ist in Abbildung 3-107 dargestellt.
Trommelbremsen
erreichen
einen
höheren
C*-Wert
aufgrund
der
Selbstverstärkung. Die Selbstverstärkung entsteht aus der im Gegensatz zur
Scheibenbremse in Drehrichtung wirkenden Spannkraft. Damit kann je nach Bauform
ein unterschiedlicher Selbstverstärkungseffekt erreicht werden. Der Aufbau der
Simplex-Trommelbremse besteht aus einem Festlager zur Abstützung der Kräfte
(Punkt A in Abbildung 3-107) und einem Radzylinder zum Aufbau der Spannkraft.
Vereinfachte Annahme:
Die am Bremsbelag wirkenden Kräfte werden auf einen Punkt zusammenfassen.
Unter der Beachtung des Momentengleichgewichtes um den Kraftabstützpunkt A gilt
gemäß Abbildung 3-107:
FSp ∗ 2a − FN ∗ a + FB,U ∗ r = 0
(38)
mit Gleichung (35) und FB ,U = FN ∗ µ B folgt
Feb. 2010
B 10009
-220-
C* =
2
1
−
µB
r
a
(39)
Somit ist bei der Trommelbremse der C* -Wert (innere Verstärkung /
Bremsenkennwert) eine Funktion des
•
Belagreibwertes sowie der
•
geometrischen Größen r und a.
Abbildung 3-107: Aufbau und Kräfte einer Trommelbremse; [BREUER].
Da Trommelbremsen bei gleicher Zuspannkraft höhere Bremskräfte erzeugen
können, ist ihr C*-Wert um ein Vielfaches höher als der von Scheibenbremsen. Die
unvermeidlichen Bremsbelagsreibwertschwankungen wirken sich allerdings bei
Trommelbremsen viel stärker auf die Bremsmomente aus als bei Scheibenbremsen;
Abbildung 3-108. Wegen der deutlich geringeren Kennlinienveränderung bei
Reibwertschwankungen
und
ihrer
hohen
thermischen
Belastbarkeit
werden
Scheibenbremsen bevorzugt.
Feb. 2010
B 10009
-221-
Abbildung 3-108: C* - Bremsenkennwert (innere Verstärkung) für (1) Duo-Servo-, (2) Duplex-,
(3) Simplex-Trommelbremse sowie (4) Scheibenbremsen; [BREUER].
Abbildung 3-109: Kräfte an der Simplex-Bremse mit einer Drehachse.
Feb. 2010
B 10009
-222-
Bei auflaufender Bremsbacke verstärkt die Umfangskraft das Moment zum Anlegen
der Backe. Daraus folgt bei auflaufender Bremsbacke eine höhere und bei
ablaufender eine geringere Anpresskraft.
Gemäß Abbildung 3-109 gilt für eine Simplex-Bremse mit gemeinsamer Drehachse
für beide Bremsbacken:
F.2.r - N.r ± μ.N.r = 0
F=
N
.(1 ± μ)
2
(- ablaufend, + auflaufend)
(40)
(+ ablaufend, - auflaufend)
(41)
nimmt man einen Reibwert von µ = 0,5 an, so folgt für die auflaufende Bremsbacke:
mit N = 4F
μ.N = N auflaufend = 2F
(42)
und für die ablaufende Bremsbacke:
mit N =
3.3.7.
4
F
3
μ.N = N ablaufend =
2
F
3
(43)
Bremsassistenzsysteme (Supporting systems)
3.3.7.1.
Bremskraftverstärker (Brake booster)
Da die für moderne Bremsen erforderlichen Anpressdrücke mit möglichst geringer
Kraft erreicht werden sollen, wird eine Hilfskraft benötigt. Es bietet sich dazu die
Verwendung des im Ansaugsystem eines Viertakt-Ottomotors herrschenden
Unterdrucks an, der bis ca. 0,7 bar beträgt. Die Druckdifferenz zwischen
Saugrohrunterdruck und Außendruck wird mittels entsprechend dimensionierter
Membrandosen in eine Betätigungskraft umgewandelt. Bei direkt einspritzenden
Motoren und bei laststeuernden Ventilsteuerungssystemen (Valvetronic BMW)
ist eine Vakuumpumpe mangels ausreichendem Unterdruck erforderlich (meist
Flügelzellenpumpe von der Nockenwelle angetrieben). Abbildung 3-110 zeigt einen
Einfach-Vakuum-Bremskraftverstärker in verschiedenen Betriebstellungen:
•
Lösestellung (beidseitig des Membrantellers ist gleicher Unterdruck, die
Gerätefeder hält die Membran in der Ausgangsstellung),
•
Teilbetriebsstellung
(Tellerventil
schließt
Vakuumverbindung,
in
der
Arbeitskammer wird der Druck durch Öffnen des Außenluftkanals erhöht, die
Feb. 2010
B 10009
-223Druckdifferenz
an
der
Membran
unterstützt
die
Fußkraft,
bei
Kräftegleichgewicht schließt die Reaktionsscheibe die Außenluftzufuhr)
•
Vollbremsstellung (in der Arbeitskammer herrscht Atmosphärendruck) und
Rücklauf (der Außenluftkanal ist geschlossen, die Vakuumverbindung zur
Arbeitskammer wird geöffnet)
Abbildung 3-110: Betriebsstellungen eines Einfach-Vakuum-Bremskraftverstärkers; [BREUER].
Feb. 2010
B 10009
-224Bremskraftregelung
Durch Bremsen des Rades kommt es zwischen Reifenlatsch und Fahrbahn zur
Übertragung einer Längskraft. Befindet sich das Fahrzeug zusätzlich in Kurvenfahrt,
so wird auch noch eine Seitenkraft übertragen (siehe 2.1.3). Dabei kann insgesamt
nur eine maximale resultierende Kraft gemäß dem vorhandenen Reibkoeffizienten
der
Reibpaaarung
Reifen/Fahrbahn
übertragen
werden.
Wird
diese
Kraft
überschritten (Bsp. Vollbremsung), so wird das Fahrzeug unkontrollierbar
Die Forderung nach Bremsstabilität bedeutet für die konstruktive Auslegung der
Bremskraftverteilung, dass die Kraftschlussbeanspruchung an den Hinterrädern
kleiner sein muss als an den Vorderrädern, woraus folgt, dass die Vorderachse mit
zunehmender Abbremsung stärker als die Hinterachse gebremst werden muss.
Hierbei wird berücksichtigt, dass eine eingeschränkte Lenkfähigkeit des Fahrzeuges
vom Fahrer weniger kritisch zu beherrschen ist als ein ausbrechendes Heck.
Theoretisch sind fünf verschiedene Fälle der statischen Bremskraftverteilung
bzw. Kraftschlussbeanspruchung denkbar.
•
übliche Bremsung an keinem Rad wird die Kraftschlussgrenze erreicht.
•
Kraftschlussgrenze an einer Achse erreicht
o Hinterräder – Grenze der Stabilität
o Vorderräder – Grenze der Lenkfähigkeit
•
alle Räder haben Kraftschlussgrenze erreicht – größte mögliche Abbremsung
•
Kraftschlussgrenze an einer Achse überschritten (blockieren)
o Hinterräder blockieren – Fahrzeug instabil
o Vorderräder blockieren - Fahrzeug nicht lenkfähig
•
alle Räder blockieren, Fahrzeugbewegung ist unkontrollierbar.
Bei der Auslegung eines Bremssystems wird daher eine Bremskraftverteilung
zugrunde gelegt, die genau genommen nur einem Lastzustand des Fahrzeuges
entspricht. Da ein Überbremsen der Hinterachse zum Schleudern führen kann,
man aber andererseits die Bremskraft der Hinterachse optimal nutzen möchte,
wurden Bremskraftregler entworfen, die ein Überbremsen möglichst verhindern. Der
einfachste Fall ist ein Bremskraftbegrenzer, der nur einen Druckaufbau bis zu
einer bestimmten Höhe gestattet, Abbildung 3-111.
Feb. 2010
B 10009
-225-
1.
Ringraum
2.
Ventil
3.
Raum, in dem bei
geöffneten Ventil 2 der Druck
aus dem Hauptzylinder gelangt
4.
Ventilkolben
5.
Feder
6.
Ventilsitz
A1
Anschluss zum
Hauptzylinder
A2
Anschluss zu den
Radzylindern
Abbildung 3-111: Bremskraftbegrenzer;[ATE].
3.3.7.2.
Antiblockiersystem (ABS)
Durch die einfache Begrenzung des Bremsdruckes der Hinterachse mittels
Bremskraftbegrenzer kann nie das volle Kraftschlusspotential aller Räder ausgenutzt
werden, was zu längeren Bremswegen führt.
Das Antiblockiersystem (ABS) ist dagegen eine Regeleinrichtung im Bremssystem,
die das Blockieren der Räder beim Bremsen verhindern soll, indem über Sensoren
die Kraftschlussgrenze für jedes Rad festgestellt und der jeweilige maximale
Bremsdruck passend gewählt wird. Der Regelkreis ist in Abbildung 3-112 dargestellt.
Feb. 2010
B 10009
-226-
1.
Magnetventileinheit
2.
Hauptzylinder
3.
Bremszylinder
4.
Elektronisches
Steuergerät
5.
Raddrehzahlgeber
Abbildung 3-112: ABS – Regelkreis; [BOSCH]
Vorteile von ABS:
•
Verbesserte Fahrstabilität, indem es das Blockieren der Räder verhindert,
wenn bei einer Vollbremsung der Bremsdruck bis zur Blockiergrenze und
darüber
hinaus
steigt.
Eine
Drehung
des
Fahrzeugs
um
die
Fahrzeughochachse (Schleudern) bei Verlust der Seitenführungskräfte an der
Hinterachse kann so verhindert werden.
•
Lenkbarkeit
bei
Vollbremsungen
auch
bei
den
unterschiedlichsten
Fahrbahnzuständen. Trotz voll betätigter Bremse kann das Fahrzeug durch
eine Kurve gelenkt werden oder einem Hindernis ausweichen.
•
Kurzer Bremsweg, da es den jeweils verfügbaren Reibwert zwischen Reifen
und Fahrbahn bestmöglich ausnutzt. Insbesondere reagiert es adaptiv auf
Veränderungen der Fahrbahngriffigkeit, etwa von trockenem auf nassen
Asphalt.
•
Verhindert Bremsplatten (Flachstellen auf der Lauffläche der Reifen).
Nachteil von ABS:
•
Verlängerter Bremsweg bei Sonderfällen wie Schnee oder Kies, die bei
blockierenden Rädern einen bremsenden Keil vor den Rädern bilden, sind im
Alltag kaum relevante, physikalisch bedingte Ausnahmen.
Feb. 2010
B 10009
-227Arbeitsbereich
Der optimale Schlupf und damit die beste Bremswirkung wird
•
nicht durch maximalen, sondern durch
•
optimal dosierten Bremsdruck erreicht (Abbildung 3-113). Der kritische
Schlupf darf nicht überschritten werden. Ziel ist zugleich bestmögliche
Fahrstabilität und Lenkbarkeit zu erhalten.
λB Bremsschlupf,
µB
Bremskraftbeiwert
(Verlauf 1),
µS
Seitenkraftbeiwert
(Verlauf 2),
A ABS-Regelbereich
Abbildung 3-113: Regelbereich des ABS; [BREUER].
Wenn
die
Radverzögerung
größer
ist
als
die
maximale
mögliche
Fahrzeugverzögerung, erkennt der elektronische Regler diesen rapiden Abfall der
Raddrehzahl und gibt entsprechende Befehle zur Bremsdruckmodulation an die
Magnetventile.
Abbildung 3-114 zeigt einen Bremsvorgang ohne ABS-Regelung.
•
Bereich l zeigt ungebremste Fahrt - Radumfangsgeschwindigkeit ist konstant
und gleich der Fahrzeuggeschwindigkeit, es liegt kein Schlupf vor.
•
Im
Bereich
II
ist
die
Bremse
leicht
betätigt.
Daher
ist
die
Radumfangsgeschwindigkeit um einen bestimmten Anteil geringer als die
Fahrzeuggeschwindigkeit, die stetig abnimmt. Der Schlupf liegt im stabilen
Bereich.
•
Bereich III entspricht einer Vollbremsung, bei der der Radbremsdruck über
die Blockiergrenze steigt. Die Radumfangsgeschwindigkeit verringert sich
Feb. 2010
B 10009
-228zunehmend bis zum Stillstand des Rades. Die Fahrzeuggeschwindigkeit wird
ebenfalls geringer, wobei der Blockierreibwert die Verzögerung bestimmt.
t Zeit,
v Geschwindigkeit,
p Druck,
I ungebremste Fahrt,
II Teilbremsung,
III Vollbremsung ohne ABS,
vF Fahrzeuggeschwindigkeit,
vR Radumfangsgeschwindigkeit,
pB Betätigungsdruck
Abbildung 3-114: Bremsung ohne ABS (ein Rad); [BREUER].
Der ABS-Regelungszyklus läuft prinzipiell in drei Phasen ab, siehe Abbildung
3-115.
Feb. 2010
B 10009
-229-
t: Zeit, p: Druck, v: Geschwindigkeit, Ph: Phase, vF: Fahrzeuggeschwindigkeit, pB:
Betätigungsdruck, vR: Radumfangsgeschw., PR: Radbremsdruck, A: Druckaufbau, B:
Druckhalten, C: Druckabbau
Abbildung 3-115: Ablauf einer ABS-Regelung (ein Rad); [BREUER].
•
Bei
Phase 1: Druck halten
Pedalbetätigung
steigt
der
verringert
eine
Radbremsdruck
sich
an
progressiv.
Blockierneigung,
wird
das
und
die
Zeigt
die
Einlassventil
geschlossen (als Druckregeleinheit sind eine Pumpe und Ein- sowie Auslassventil in
einem
Hydraulikblock
zusammengefasst).
Selbst
bei
Erhöhung
des
Betätigungsdrucks kann der Radbremsdruck nicht weiter ansteigen.
•
Phase 2: Druckabbau
Nimmt die Radumfangsgeschwindigkeit trotz konstanten Bremsdrucks weiter ab
(Radschlupf nimmt zu), reduziert der Regler den Bremsdruck an diesem Rad. Dazu
hält er das Einlassventil geschlossen und öffnet für kurze Zeit das
Auslassventil. Daraus folgt ein vermindertes Bremsmoment an der Radbremse. Bei
Bedarf kann der Regler einen weiteren Bremsdruckabbau einsteuern.
Feb. 2010
B 10009
-230•
Phase 3: Druckaufbau
Erhöht sich die Radumfangsgeschwindigkeit so weit, dass sie den Bereich des
optimalen
Schlupfes
unterschreitet,
baut
der
Regler
wieder
stufenweise
Bremsdruck auf. Hierzu bleibt das Auslassventil geschlossen, während das
Einlassventil mehrfach kurz geöffnet wird.
Dieser Drei-Phasen-Regelzyklus mit den Phasen Druck halten. Druck abbauen und
Druck aufbauen wiederholt sich mehrmals - in der Regel pro Rad drei bis vier Mal
in der Sekunde. Die Reihenfolge der drei Phasen kann durchaus anders sein als
hier beschrieben.
3.3.7.3.
Elektronische
Bremskraftverteilung
(EBV),
Antriebsschlupfregelung (ASR)
Elektronische Bremskraftverteilung EBV
Die elektronische Bremskraftverteilung EBV ermöglicht im
•
Teilbremsbereich eine optimierte Bremskraftverteilung zwischen Vorderund Hinterachse. Damit wird die Kraftschlussausnutzung an der
•
Hinterachse optimiert bei gleichzeitigem Erhalt der Fahrstabilität. Hierzu zieht
der EBV - Algorithmus die jeweilige Fahrzeugverzögerung und die
Querbeschleunigung heran. Beide Größen werden aus den vier gemessenen
Radgeschwindigkeiten errechnet.
Zur bestmöglichen Ausschöpfung des Kraftschlusspotenzials führt EBV den Druck
der hinteren Radbremsen bei Unterbremsung wieder pulsweise an das Druckniveau
im Hauptzylinder heran.
Diese Funktion benötigt keine zusätzlichen Bauteile, sie nutzt die beim ABS
vorhandenen Komponenten. Die Integration in das ABS-Sicherheitskonzept sorgt für
die Überwachung der Wirksamkeit der elektronisch geregelten Bremskraftverteilung.
Antriebschlupfregelung (ASR)
Die Antriebsschlupfregelung basiert sowohl hardwareseitig (Hydraulik, Sensorik) als
auch softwareseitig auf ABS. ASR verhindert unnötiges Durchdrehen der
Feb. 2010
B 10009
-231Antriebsräder durch einen gezielten Bremseneingriff (BASR) und/oder durch
einen Eingriff in das Motormanagement (MASR).
Vorteile von ASR:
•
sichert die Fahrstabilität heckgetriebener bzw. die Lenkbarkeit frontgetriebener
Fahrzeuge,
•
wirkt als Sperrdifferenzial (BASR),
•
erhöht die Vortriebskräfte,
•
warnt durch eine Informationsleuchte vor Erreichen der physikalischen
Stabilitätsgrenze (etwa bei Glätte) und
•
verringert den Reifenverschleiß
Abbildung 3-116 zeigt die Sperrdifferentialwirkung durch Bremseneingriff.
Abbildung 3-116: Sperrdifferentialwirkung durch Bremseneingriff; [ATZ15].
Das auf hohem Reibwert μH laufende Rad kann eine Kraft FH übertragen und das
auf niedrigem Reibwert μL laufende Rad die Kraft FL. Das Differenzialgetriebe erlaubt
jedoch nur insgesamt zweimal die niedrige Kraft FL zu übertragen. Um das auf
niedrigem Reibwert laufende Rad am Durchdrehen zu hindern, wird dort eine
Bremskraft FB aufgebracht. Damit lässt sich eine größere Vortriebskraft übertragen.
Feb. 2010
B 10009
-232-
3.3.7.4.
Elektronisches Stabilitätsprogramm (ESP)
Die elektronische Fahrstabilitätsregelung ESP kombiniert die Funktionen der
Radschlupfregelungen (ABS, EBV, ASR) mit der Giermomentenregelung (GMR).
Vor
allem
bei
sehr
schnellen
Lenkbewegungen
kann
ein
Fahrzeug
den
Lenkradeinschlag nicht mehr in die erwartete Richtungsänderung umsetzen. Es
kommt entweder zum Untersteuern oder zum Übersteuern, im Extremfall bis zum
„Schleudern". Die Giermomentenregelung erkennt die Abweichung des realen vom
angestrebten Fahrverhalten und greift aktiv unterstützend und stabilisierend ein.
Die Giermomentenregelung ist eine elektronische Regelung zur Verbesserung
des querdynamischen Fahrverhaltens. Unabhängig von einer Pedalbetätigung
stabilisiert sie das quer- und längsdynamische Fahrverhalten durch Bremsen- und
Motoreingriff.
Eingangsparameter für Modellbildung:
•
Radgeschwindigkeiten
•
Lenkradwinkel
•
Gierrate und
•
Querbeschleunigung.
Durch unterschiedliches automatisches Bremsen einzelner Räder kann in
kritischen Situationen die Fahrstabilität erhöht werden. Schieben z.B. die Vorderräder
in einer Linkskurve untersteuernd nach außen, bremst das linke Hinterrad verstärkt
um das Fahrzeug wieder auf Kurs zu bringen, Abbildung 3-117. Bricht das Heck
eines Fahrzeuges übersteuernd aus, so bringt verstärktes Bremsen des rechten
Vorderrades ein stabilisierendes Moment um die Fahrzeughochachse, Abbildung
3-118.
Feb. 2010
B 10009
-233-
Abbildung 3-117: ESP - Regeleingriff beim untersteuernden Automobil; [ATZ16].
Abbildung 3-118: ESP - Regeleingriff beim übersteuernden Automobil; [ATZ16].
Erforderliche Technik:
•
Rad-Sensoren (ABS),
•
Lenkwinkel-Sensoren,
•
Querbeschleunigungssensor,
•
Drehgeschwindigkeitssensor,
Feb. 2010
B 10009
-234•
Eingriff in die Bremshydraulik.
Die erweiterte ABS/ASR-Hydraulik mit dem integrierten elektronischen Regler ist
Kernstück des ESP. Diese Hydraulik ermöglicht den selektiven, aktiven Aufbau
von Bremsdruck an jedem Rad unabhängig von einer Betätigung des Bremspedals.
Das Schema des elektronischen Stabilitätsprogramms zeigt Abbildung 3-119.
Abbildung 3-119: Elektronisches Stabilitätsprogramm, Systemschaltbild (SW1/SW2
Saugventile, ASRI/ASR2 Trennventile); [BREUER].
ESP trägt maßgeblich zur Reduzierung der Unfallzahlen und Verletzungen –
insbesondere tödlichen Verletzungen – bei. „Die Zahl der Unfälle in ESP-relevanten
Situationen ist bei neuen Fahrzeugen, in denen ESP zu einem hohen Anteil verbaut
ist, deutlich und überproportional zurückgegangen. Hier ist zwischen den Jahren
2000 und 2005 ein Rückgang der Landstraßenunfälle mit Personenschaden und der
schwerwiegenden Unfälle mit Sachschaden in Höhe von 28 % eingetreten.“ [BASt
Bericht F70 - 2008]. Damit stellt ESP einen wichtigen Baustein für die aktive
Sicherheit (siehe 4.2) dar. Die Ausstattung von neuen PKW mit ESP wird in USA (bis
2012) und Europa (11/2011) verpflichtend.
Feb. 2010
B 10009
-235-
3.3.7.5.
Bremsassistent HBA (Brake Assistant)
Die Fähigkeit der ESP - Hydraulik, unabhängig von der Pedalbetätigung Druck in
den Radbremsen aufzubauen, wird für eine weitere Zusatzfunktion genutzt, den
sogenannten „hydraulischen Bremsassistent" (HBA). Der HBA nutzt auch die
vorhandene Sensorik.
Drucksensorsignale dienen dem Bremsen-Regler zur Erkennung einer panikartigen
Betätigung des Bremspedals. Wird ein kritischer Druckgradient überschritten,
schließt der Regler die ASR Trennventile, öffnet die elektrischen Saugventile und
aktiviert die Pumpe. Die Pumpe steigert den über das Pedal eingebrachten Druck
nun auf Blockierdruckniveau.
Diese Entwicklung basiert auf Erkenntnissen wonach Autofahrer in kritischen
Situationen nicht kräftig genug auf das Bremspedal treten; siehe Abbildung
3-120. Die volle Betätigung der Bremse durch den Fahrer geschieht mit Verzögerung
(Kurven 1, 2 und 3). Da ein Verlust an Bremswirkung vor allem am Anfang einer
Bremsung, wo die Geschwindigkeit am höchsten ist, den größten Einfluss auf den
Bremsweg hat, wirkt sich die anfänglich zögerliche Bremsbetätigung besonders stark
aus.
Abbildung 3-120: Unterstützung des Fahrers in der Anbremsphase durch den Bremsassistent
(HBA) [FUSSG].
Feb. 2010
B 10009
-236-
3.3.8.
Dauerbremsanlagen (Continuous permanent brake)
Bei hohen Belastungen der Betriebsbremse z.B. Bergabfahrt mit wiederholtem
Bremsen in kurzen Zeitabständen, kann die Wärme nicht genügend schnell
abgeführt werden. Für Trommelbremsen folgt in diesem Fall:
•
starke
Erwärmung
der
Bremskörper
bei
Trommelbremsen,
da
die
Wärmeableitung ungünstig ist.
•
Die Wärmeableitung ist an der Seitenfläche größer als am freien Rand.
Daraus ergibt sich konische Wärmedehnung sowie eine insgesamt geweitete
Trommel (Pedalschwund) und dadurch nur teilweise Auflage der Bremsbeläge
und Minderung der Bremswirkung.
Das Ergebnis ist Bremsschwund oder Fading bis zum Bremsversagen.
Bei einer Scheibenbremse ist die Wärmeableitung insgesmat besser. Durch
Erwärmung der Bremsscheibe tritt kein Pedalschwund ein, da die Scheibe dem
Belag entgegenkommt: es kann aber der Bremsbelag überhitzt und beschädigt
werden. Außerdem kann die Wärmeableitung zur Dampfblasenbildung in der
Bremsflüssigkeit führen.
Zusätzliche Bremswirkung kann durch Schleppen des Motors oder durch
Verlangsamer - Anlagen, sogenannte Retarder, erreicht werden. Man kann somit
zwei Hauptgruppen von verschleißfreien Dauerbremsanlagen unterscheiden:
•
Retarder
•
Motorbremssysteme
Vorteile der Dauerbremsanlagen:
•
Höhere mögliche Talfahrtgeschwindigkeit
•
Höhere Haltbarkeit der Betriebs-Bremsbeläge
•
Höhere Sicherheit, da volle Bremswirkung der normalen, nicht überhitzten
Bremsen stets verfügbar.
Nachteile der Dauerbremsanlagen:
•
Je nach Bauart zusätzliche Masse
o 100-180 kg bei Anbau an Getriebe, bei
Feb. 2010
B 10009
-237o Einbau
in
Kardanwellenstrang
bis
350kg.
Bei
Integration
von hydraulischen Verlangsamern in Automatik-Getrieben weniger
Zusatzmasse.
•
Kosten
•
Verlustleistung meist auch bei ausgeschalteter Bremse
3.3.8.1.
Retarder
Die Retarder lassen sich nach
•
Primär- und
•
Sekundärretarder einteilen
Primärretarder werden vor dem Getriebe, Sekundärretarder werden hinter dem
Getriebe in den Antriebstrang eingebaut.
Dennoch überwiegen die Vorteile bei weitem die Nachteile – bei schweren
Nutzfahrzeugen und Bussen sind Dauerbremsanlagen vorgeschrieben. In
Abbildung 3-121 werden die Bremskennlinien von Dauerbremsanlagen in ihrer
Wirkung verglichen.
Abbildung 3-121: Vergleich verschiedener Dauerbremskennlinien; [WALLLAE].
Feb. 2010
B 10009
-238Hydrodynamischer Retarder:
Beim
hydrodynamischen
Retarder
wird
die
mechanische
Energie
der
Antriebswelle (Kardanwelle) über den Rotor in kinetische Energie einer Flüssigkeit
umgewandelt. Diese kinetische Energie wird am Stator wiederum in Wärme
umgewandelt, was eine Kühlung der verwendeten Flüssigkeit erforderlich macht,
Abbildung 3-122. Bei LKW sind Bremsleistungen bis 400 kW möglich. Eigenschaften:
•
geringes Gewicht
•
hoher Bauaufwand
2
Abbildung 3-122: Kennlinie einer Strömungsbremse M~n . Für eine Leistungsbegrenzung muss
eine Füllungsregelung vorgesehen werden.
Elektrodynamische Retarder (Wirbelstrombremse):
An einer am Stator ausgebildeten Scheibe sind Erregerspulen befestigt. Auf der
Antriebswelle (Kardanwelle) sind beiderseits des Stators Rotoren angeordnet. Zum
Bremsen werden die Erregerspulen mit Strom aus der Batterie bzw. dem
Generator gespeist und erzeugen so ein magnetisches Feld. Beim Durchlaufen der
Rotoren durch dieses Feld werden in ihnen Wirbelströme induziert. Diese führen zu
einem Bremsmoment, die entstehende Wärme wird an die Luft abgeführt,
Abbildung 3-123.
Eigenschaften:
•
geringer Bauaufwand
•
hohes Gewicht
Feb. 2010
B 10009
-239•
bei geringen Drehzahlen bereits hohes Bremsmoment
Eine sehr bekannte Markenbremse ist die „TELMA-Wirbelstrombremse“ für Busse
und NFz.
Abbildung 3-123: Telma - Wirbelstrombremse zum Getriebeanbau; Typ Focal [TELMA]
Feb. 2010
B 10009
-240-
3.3.8.2.
Motorbremse
Eine Auspuffdrossel und / oder eine Verstellung der Steuerzeiten führt zur
Vergrößerung der negativen Arbeitsflächen im p-V-Diagramm des geschleppten
Motors; wie Abbildung 3-124 und Abbildung 3-125 zeigen.
Abbildung 3-124: p –V – Diagramm einer Auspuffbremse; [WALLLAE].
Abbildung 3-125: p - V – Diagramm einer Motorbremse durch Steuerzeitenänderung;
[WALLLAE].
Feb. 2010
B 10009
-241-
Die einfachste Ausführung einer Motorbremse wird durch eine Auspuffklappe im
Auslasskanal realisiert. Eine noch wirkungsvollere Art sind Dekompressionssysteme.
Abbildung 3-126 zeigt das Prinzipbild eines Dekompressionssystems mit
Auspuffdrossel
und
Konstantdrossel
zur
Bremsleistungserhöhung.
Durch
(konstantes) Öffnen des Drosselventils im 2. Arbeitstakt (Kompressionstakt) wird
zusätzlich
an
Bremsleistung
gegenüber
dem
Auspuffklappen-Bremssystem
gewonnen.
Abbildung 3-126: Motorbremssystem mit Auspuffklappe und Konstantdrossel; [BREUER].
3.4.
Kupplung (Clutch)
Eine Kupplung überträgt das Drehmoment zwischen Wellen. Kupplungen werden an
mehreren Stellen im Fahrzeugantriebsstrang eingesetzt.
Als Anfahrelement sitzt die Kupplung zwischen der Kurbelwelle des Motors und der
Eingangswelle eines Wechselgetriebes.
Hier hat sie folgende Aufgaben:
•
Zum ruckfreien Anfahren muss die Kupplung als Rutschkupplung arbeiten, da
der Motor mit einer bestimmten Mindestdrehzahl läuft, das Fahrzeug aber
Feb. 2010
B 10009
-242noch stillsteht. Anderenfalls träte ein "Abwürgen" des Motors beim Anfahren
ein.
•
möglichst schlupffreie Übertragung des Drehmomentes: Beim Fahren und
Beschleunigen muss die Kupplung schlupffrei das volle Drehmoment des
Motors übertragen. Sie dämpft dabei Schwingungen und Ungleichförmigkeiten
des Motors.
•
Trennkupplung zum Gangwechsel bei manuellem Schaltgetriebe: Zum
Gangwechsel muss der Kraftfluss vom Motor unterbrochen und die
Antriebslast von den Schaltmuffen genommen werden, um das Schalten in ein
anderes Zahnradpaar zu ermöglichen. Nach erfolgtem Gangwechsel wird
durch Einkuppeln die kraftschlüssige Verbindung des Motors mit den
Zahnrädern wieder hergestellt.
Als Verteilerkupplung sitzt die Kupplung meist zwischen den Antrieben der Vorderund Hinterräder bei einem Allradfahrzeug. Bei Fahrzeugen mit Torque Vectoring
(Verteilung des Antriebsmoments auf die Fahrzeugseiten) liegen Kupplungen
zwischen Differential und Rädern.
Kupplungen werden auch zur Zuschaltung von Nebenaggregaten meist an
Verbrennungmotoren eingesetzt.
Der Bauart nach unterscheidet man im KFZ-Bereich:
•
Trockenkupplung: Ein- oder Mehrscheibenkupplungen, ausgeführt als
Schraubenfeder-, Zentralfeder-, Tellerfeder- oder Membranfederkupplungen.
•
Nass- (Halbnass-), Kupplungen, ausgeführt als Lamellenkupplungen.
•
hydrodynamische Kupplungen, die den Getrieben zuzurechnen sind (siehe
Kapitel 3.5.3.1),
•
visko - hydraulische Kupplungen,
•
Fliehkraftkupplungen,
•
elektromagnetische Kupplungen.
Feb. 2010
B 10009
-243-
3.4.1.
Trockenkupplungen (Dry clutches)
Trockenkupplungen laufen nicht im Ölbad, sondern trocken. Die Gehäuse lassen
bei Fahrzeugen höherer Leistung Luft zur Wärmeableitung von der Kupplung zuund abströmen.
•
Einscheiben-Trockenkupplungen - normalerweise verwendet bei leichten
Kraftfahrzeugen
•
Mehr-(Zwei)-
Scheibenkupplungen
bei
LKW-Motoren
mit
großem
Drehmoment.
Man unterscheidet nach Art der die Anpresskraft erzeugenden Feder zwischen
•
Schraubenfeder- und
•
Membranfederkupplung, wie sie in Abbildung 3-127 dargestellt sind.
Abbildung 3-127: Darstellung einer Schraubenfeder- und einer Membranfeder-Kupplung;
[WALLLAE].
Aufgrund der geringen Herstellkosten und der günstigen Federkennlinie werden
heute fast ausschließlich Membran- bzw. Tellerfedern verwendet. Bei der
Membranfederkupplung
presst
die
Feder
über
die
Druckplatte
die
Kupplungsscheibe kraftschlüssig gegen das Schwungrad. Die Kupplungsscheibe
leitet das Motormoment in das Getriebe weiter. Im ausgekuppelten Zustand wird die
Feb. 2010
B 10009
-244Druckplatte von der Kupplungsscheibe zurückgezogen. Die Drehmomentübertragung
vom Motor zum Getriebe ist unterbrochen.
Abbildung 3-128 zeigt links schematisch eine Membranfederkupplung, sowie den
unterschiedlichen
Verlauf
im
Kraft-Weg-Diagramm
am
Bremspedal
bei
Schraubenfeder und Membranfederkupplung. Eine tellerförmige, von innen radial
geschlitzte Membranfeder dient zur Erzeugung der Anpresskraft und übernimmt
gleichzeitig auch die Funktion des Ausrückmechanismus.
M..... Membranfeder
Abbildung 3-128: Kraft-Weg-Diagramm am Bremspedal bei Schraubenfeder und
Membranfederkupplung; [LEYH].
Die unterschiedliche Federkennung wirkt sich auf die Anpresskräfte bei
Kupplungsverschleiß aus. Abbildung 3-129 zeigt das Kraft-Weg-Diagramm an den
Reibpaarungen von Schrauben- und Membranfeder über dem Belagverschleiß im
Vergleich.
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-245-
Abbildung 3-129: Kraft-Weg-Diagramm an den Reibpaarungen über dem Belagverschleiß;
[WALLLAE].
Die
Anpresskraft
der
Schraubenfederkupplung
fällt
linear
über
dem
Verschleißweg. Die Anpresskraft der Membranfeder weist im Arbeitsbereich ein
ausgeprägtes Maximum auf. Bei etwa gleicher maximaler Anpresskraft ermöglicht
dieser für die Membranfeder charakteristische Kurvenverlauf, einen im Vergleich zur
Schraubenfeder
größeren
Verschleißweg,
ohne
dass
die
benötigte
Mindestanpresskraft unterschritten wird.
Abbildung
3-130
zeigt
schematisch
den
grundsätzlichen
Aufbau
und
die
Wirkungsweise von Einscheiben-Schraubenfederkupplungen.
Feb. 2010
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-246-
eingekuppelt
1. Schwungscheibe des Motors
7. Isolierscheiben
2. Anpressplatte
8. Nabe
3. Gehäuse
9. Abtriebswelle
4. Kupplungsscheibe
10. Ausücker
5. Reibbelag
11. Ausrückhebel
ausgekuppelt
6. Schraubenfedern
Abbildung 3-130: Schraubenfederkupplung schematisch; [LEYH].
Die Kupplungsscheibe ist heute vielfach mit einem Torsionsdämpfer ausgestattet,
dessen Aufgabe es ist Ungleichförmigkeiten bei der Drehmomentabgabe zu
unterdrücken.
Der Torsionsdämpfer besteht aus:
•
Verdreheinrichtung
(Schraubenfedern
zwischen
Mitnehmer-
und
Gegenscheibe, maximal ca. 15° Verdrehung)
•
Reibeinrichtung (Reibringe zwischen Mitnehmer- und Gegenscheibe)
Zur optimalen Schwingungsisolation kann auch ein zweiteiliges Schwungrad
(Zweimassenschwungrad) mit einem zwischengeschalteten elastischen Element
vor der Kupplung angeordnet sein. Die Resonanzfrequenz dieses FederMasseschwingers
liegt
unterhalb
der
Erregerfrequenz
(Zündfrequenz)
des
Motorleerlaufs und damit außerhalb des Betriebsdrehzahlbereiches, Abbildung
3-131. Es wirkt als schwingungsisolierendes Element gegenüber den dem Motor
nachgeschalteten Triebwerkskomponenten.
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-247-
1. Zweimassenschwungrad
2. Elastisches Element
3. Druckplatte
4. Tellerfeder
5. Mitnehmerscheibe
6. Ausrücklager
Abbildung 3-131: Kupplung mit Zweimassenschwungrad; [BOSCH3].
Mehrscheiben-Trockenkupplungen:
Bei
der
Lamellenkupplung
benutzt
man
mehrere
Scheiben-
statt
einer
Kupplungsscheibe wie bei der Einscheibenkupplung - zur Übertragung des
Drehmomentes; siehe dazu auch Abbildung 3-132. Dadurch kann man trotz
kleineren Außendurchmessers und geringerer spezifischer Drücke große
Drehmomente übertragen. Die einzelnen Scheiben (Lamellen) sind sehr dünn
ausgeführt. Die treibenden Scheiben werden meist außen gezahnt und axial
verschiebbar, aber drehfest auf einer Nabe der Antriebswelle angebracht. Die
Anpresskraft der Lamellen gegeneinander kann sowohl durch
•
eine Zentrale wie durch
•
mehrere axial angeordnete Druckfedern oder durch
•
mehrere Zugfedern erfolgen.
•
In Automatikgetrieben kann die Anpresskraft durch Öldruck erzeugt werden.
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-248-
Abbildung 3-132: Lamellenkupplung; [HDBKFZ].
3.4.2.
•
Nass- (Halbnass-) Kupplung (Wet- (semi-wet) clutch
Bei Nasskupplungen befinden sich die Scheiben- bzw. Lamellen teilweise im
Ölbad, bei
•
Durch
Halbnasskupplungen läuft die Kupplung nur im Ölnebel.
den
Betrieb
mit
Öl
wird
eine
bessere
Kühlung
bewirkt
als
bei
Trockenkupplungen.
Lamellenkupplungen werden im KFZ-Bereich automatisiert angesteuert (elektrisch
oder hydraulisch)
Anwendungen:
•
Zuschaltbarer Allradantrieb
•
Sperrdifferenziale (Torque Vectoring)
•
Schaltelement in Automatikgetrieben
•
Teilweise auch als Anfahrelement
•
Doppelkupplungsgetriebe (Abbildung 3-133)
Feb. 2010
B 10009
-249-
1 Innenlamellenträger der äußeren Kupplung K1; 2 Außenlamellenträger
der äußeren Kupplung K1; 3 Innenlamellenträger der inneren Kupplung
K2; 4 Außenlamellenträger der inneren Kupplung K2; 5 Kolben; 6 Druckfeder;
7 Eingangsnabe; 8 Hauptnabe; 9 Dichtring; 10 Mitnehmerscheibe
Abbildung 3-133: Nasslaufende Doppelkupplung des Doppelkupplungsgetriebes DSG von VW
[NAUNH]
3.4.3.
Fliehkraftkupplung (centrifugal clutch)
Fliehkraftkupplungen arbeiten abhängig von der Motordrehzahl. Sie sind z.B. so
ausgelegt, dass der Einkuppelvorgang bei Erhöhung der Motordrehzahl n auf etwa n
= 1000 U/min beginnt und etwa bei n = 1500 U/min das volle Motordrehmoment
übertragen wird. Von dieser Drehzahl an tritt auch bei Volllast kein Schlupf mehr auf.
Ab einer Motordrehzahl von etwa n = 2000 U/min liegen die Fliehgewichte fest in den
taschenförmigen Ausnehmungen der Schwungscheibe an und es wird der maximale
Anpressdruck der Kupplung erreicht, Abbildung 3-134.
Feb. 2010
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-250-
Abbildung 3-134: Automatische F + S-Kupplung "Saxomat" FLR a) Fliehkraftkupplung
ausgekuppelt b) Fliehkraftkupplung eingekuppelt; [LEYH].
3.4.4.
Die
Visco – Kupplung (Visco clutch)
Visco-Kupplung
ist
eine
gekapselte
Lamellen-Kupplung
mit
einer
Silikonfüllung hoher Viskosität. Die Visco-Kupplung, Abbildung 3-135, dient häufig
als Verbindungsglied zwischen den Antrieben der Vorder- und Hinterräder. Die
Visco-Kupplung lässt Drehzahlunterschiede in Grenzen zu und verhindert damit
Verspannungen im Antriebsstrang, sie teilt andererseits bei auftretendem Schlupf
zwischen Rad und Straße d.h. großen Drehzahldifferenz dem Räderpaar mit der
besseren Traktion automatisch einen höheren Anteil am Antriebsmoment zu.
Feb. 2010
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-251-
Abbildung 3-135: Visco - Kupplung; [AUTOREV].
hohen
Bei
Differenzdrehzahlen
und
längeren
Schlupfphasen
steigen
Temperatur und Druck in der Kupplung stark an. Die Folge ist ein steiler Anstieg
des übertragbaren Moments (Hump-Effekt) siehe dazu Abbildung 3-136 unten.
Dieser steile Anstieg resultiert unter anderem aus dem mechanischen Kontakt
zwischen
einzelnen
Kupplungslamellen.
Durch
den
dann
entstehenden
Reibschluss wird das übertragbare Moment um ein vielfaches gegenüber dem
visko-hydraulisch
übertragbaren
Moment
gesteigert.
Diese
konstruktiv
beeinflussbare Momentenzunahme bewirkt einen Selbstschutz gegen Überhitzung.
Weitere Anwendungsmöglichkeiten sind: Bei
•
Fronttriebwagen als weich greifende Differenzialbremse einseitigem Schlupf
entgegenwirkend oder bei einem
•
Allradantriebssystem neben dem Verteilerdifferenzial gleich auch das
Ausgleichsgetriebe der Hinterräder ersetzen.
Heute findet sich bei der Mehrzahl moderner Allradantriebs- Konstruktionen
mindestens eine Visco-Kupplung, sei es als Verbindungsglied, Verteiler- oder
Ausgleichsgetriebe mit selbstregelndem Charakter.
Wegen des Restmomentes bei kleinem Δn wird die Visco-Kupplung durch das
besser geeignete rein mechanische Torsen-Differenzial (Torque Sensing, zu
Deutsch: drehmomentfühlend; siehe auch Seite 289) zunehmend ersetzt.
Feb. 2010
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-252-
Abbildung 3-136: Abhängigkeit des Drehmoments von Temperatur und Drehzahldifferenz bei
der Visco-Kupplung [HIRSCHB].
Feb. 2010
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-253-
3.4.5.
Elektromagnetisch betätigte Kupplungen
Die Zuschaltung des Kompressors zur Aufladung der Volkwagen TSI-Motoren erfolgt
über eine elektromagnetische Trockenkupplung, die sich auf der Welle der
Wasserpumpe befindet. Diese Kupplung ist als doppelt durchflutete EinscheibenMagnet-Trockenkupplung ausgeführt. In das Abtriebsrad ist ein lebensdauerfester
Reibbelag integriert (Abbildung 3-137).
Abbildung 3-137: Elektromagnetisch betätigte Kupplung im Volkswagen-TSI-Motor [VW]
Bei Bestromung der Magnetspule gelangt der Magnetfluss über das Abtriebsrad der
Wasserpumpe auf den Anker (Reibscheibe). Die maximale Leistungsaufnahme der
Magnetspule beträgt 35 W. Das zeitweise erforderliche Drehmoment von 60 Nm an
der Kupplung wurde in der kompakten Bauform durch eine Doppeldurchflutung
erreicht. Hierbei fließt der Magnetfluss zweimal vom Rotor in den Anker. Der Anker
ist axial beweglich und verdrehfest am Antriebsriemenrad der Wasserpumpe
befestigt. Nach Abstellen der Bestromung erfolgt die Rückstellung des Ankers über
drei Blattfedern.[VW]
Feb. 2010
B 10009
-254-
3.5.
Getriebe (transmission)
3.5.1.
Allgemeines (general)
Der Verbrennungsmotor liefert theoretisch ein über der Drehzahl konstantes
Drehmoment und daher eine drehzahlproportionale Leistung. Ein direkt, ohne
Getriebe, angetriebenes Fahrzeug hätte nur geringe Beschleunigungs- und
Bergsteigfähigkeit. Daher muss zwischen Motor und Fahrzeug ein Getriebe
geschaltet werden. Dieses Getriebe soll die nur bei einer Drehzahl vorhandene
maximale Motorleistung bei verschiedenen Fahrgeschwindigkeiten zur Verfügung
stellen. (siehe auch Fahrzustandsschaubild in Kapitel 2.2.6, Seite 80)
Die ideale Zugkrafthyperbel, d.h. die Linie konstanter Leistung im Fahrkennfeld,
kann im Allgemeinen nur angenähert erreicht werden, da bisher stufenlose
Getriebe (CVT für Continuously Variable Transmission) nur für geringere Leistungen
zur Verfügung stehen und Stufengetriebe bessere Wirkungsgrade besitzen.
Die Getriebewirkungsgrade im Vergleich zeigt Abbildung 3-138. Den
•
Sehr
gute
Wirkungsgrade
können
von
manuellen
Handschaltgetrieben.erreicht werden.
•
CVT-Getriebe
(Mechanisches
Stufenlosgetriebe)
haben
bauartbedingt
Nachteile
Abbildung 3-138: Vergleich verschiedener Getriebewirkungsgrade; [NAUNH].
Feb. 2010
B 10009
-255Getriebe weisen meist unterschiedliche Spreizung zwischen den einzelnen Gängen
auf: Bei PKW wird die sog. progressive Gangabstufung gewählt, um Lücken
zwischen der effektiven Zugkrafthyperbel und dem Zugkraftangebot zu verkleinern.
Die Übersetzung des ersten Ganges wird entweder durch die Adhäsionskraft der
Triebräder oder die zu überwindende Steigung bestimmt. Abbildung 3-139 zeigt
die Zugkraft über der Geschwindigkeit bei einem LKW mit 6 Gängen, Abbildung
3-140 zeigt analog die Bedingungen für einen 2l-Ottomotors mit 5-GangAutomatikgetriebe. In Bild 03124 ist auch im Vergleich die ideale Hyperbel für den
Zusammenhang Zugkraft-Geschwindigkeit eingezeichnet.
Abbildung 3-139: Zugkraft - Geschwindigkeitsschaubild LKW-6G; [Vöhringer, K.D., Aachener
Kolloquium 1995].
Die
Übersetzung
des
höchsten
Ganges
wird
so
ausgewählt,
dass
die
Bedarfsleistungskurve durch den Punkt maximaler Motorangebotsleistung geht
(Punkt „0“ in Abbildung 3-140).
Feb. 2010
B 10009
-256-
Abbildung 3-140: Zugkraftdiagramm eines 2l-Ottomotors mit 5-Gang-Automatikgetriebe
[HIRSCHB].
Die Getriebespreizung ist definiert als:
imax/imin = i1/iz
mit z…Zahl der Gänge.
In Abbildung 3-141 sind Getriebespreizungen für verschiedene Fahrzeugarten
aufgeführt.
Feb. 2010
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-257-
Abbildung 3-141: Anhaltswerte für die Spreizung von Getrieben verschiedener Fahrzeugarten.
Bei den Automatgetrieben kommt zu den angegebenen Werten noch die Wandlung des
hydrodynamischen Drehmomentwandlers (μ max ≈ 2...3) hinzu.
Als Beispiel für ein Getriebe mit Overdrive- Auslegung sei hier Abbildung 3-142
gezeigt.
Feb. 2010
B 10009
-258-
Abbildung 3-142: Auswirkung eine Overdrive-Auslegung; [HIRSCHB].
3.5.2.
Manuell betätigte Stufengetriebe
In Stufengetrieben werden die Übersetzungen durch Zahnräder gebildet, die in den
Kraftfluss geschaltet werden.
3.5.2.1.
Schiebe-
oder
Schubrad-Getriebe
(Sliding
gear
countershaft
transmission)
Schiebe- oder Schubrad-Getriebe stellen die billigste Lösung dar: sie sind
geradeverzahnt; die Bedienung ist schwierig. Bei PKW nur im Rückwärts-, vereinzelt
im ersten Gang, bei LKW in den unteren Gängen zu finden.
Beim
Handschaltgetriebe,
Abbildung
3-143,
in
der
üblichen
Form
des
Vorgelegegetriebes geht der Kraftfluss von der Kupplungsscheibe
•
über die Antriebswelle
•
auf die Vorgelegewelle und von dort
Feb. 2010
B 10009
-259•
über
das
geschaltete
jeweils
Gangradpaar
zur
Abtriebswelle
(Getriebehauptwelle).
Jedes Schieberad wird zum Schalten von zwei Gängen ausgenützt Für die
Rückwärtsfahrt erfolgt Drehrichtungsumkehr über eine
dritte Nebenwelle. Getriebe für Personenkraftwagen haben 3 bis 6 (7) Gänge,
Getriebe für Nutzfahrzeuge 4 bis 12 Gänge.
Abbildung 3-143: Handgeschaltetes Schiebe- oder Schubradgetriebe; [LEYH].
Um Schubradgetriebe geräuschlos schalten zu können, ist es erforderlich, die
miteinander
in
Eingriff
zu
bringenden
Zahnräder
vorher
auf
gleiche
Umfangsgeschwindigkeit zu bringen. Dies geschieht beim Hinaufschalten durch
Zwischenkuppeln, beim Herunterschalten durch Zwischengasgeben. Gelingt dies
nicht, so ist erhöhter Verschleiß oder Getriebeschaden die Folge.
3.5.2.2.
Klauengetriebe (Constant mesh countershaft transmission)
Beim Klauengetriebe werden die Gänge (ausgenommen der Rückwärtsgang) durch
Verschieben von Klauenmuffen (Schaltmuffen) geschaltet, Abbildung 3-144.
Feb. 2010
B 10009
-260-
Abbildung 3-144: Allklauen - Aphongetriebe. Sämtliche Zahnradstufen der Vorwärtsgänge sind
schrägverzahnt und in Dauereingriff; [LEYH].
Die
Gangräder
(Losräder)
laufen
lose
-
meist
nadelgelagert
auf
der
Getriebehauptwelle (obere Welle in Abbildung 3-144) und sind ständig im Eingriff
mit den zugehörigen Gegenrädern auf der Vorgelegewelle. Daher kann
Schrägverzahnung verwendet werden. Beim Schalten stellen die Schaltmuffen, die
mit der Getriebehauptwelle drehfest, aber axial verschiebbar verbunden sind, die
formschlüssige Verbindung mit den Gangrädern her.
3.5.2.3.
Synchrongetriebe (Synchronised transmission)
Synchrongetriebe sind Getriebe, bei denen die formschlüssig miteinander zu
verbindenden Teile vorher auf gleiche Drehzahl gebracht werden. Außer bei der
Porsche-Synchronisation erfolgt dies durch konische Synchronringe, die beim
Betätigen
des
Schalthebels
auf
einen
passenden
Gegenkonus
des
Kupplungskörpers aufgeschoben werden und diesen durch Reibung abbremsen
(Hinaufschalten) bzw. beschleunigen (Zurückschalten).
Man unterscheidet:
1. einfache Synchronisation mit federbegrenzter Anpresskraft
2. Sperr- oder Zwangssynchronisation mit unbegrenzter Federkraft, die entweder mit
einem Sperrzahnring oder mit radial wirkenden Sperrkörpern arbeitet.
3. Sperr-
oder
Zwangssynchronistion
nach
Porsche
mit
servogesteuerter
Anpresskraft.
Feb. 2010
B 10009
-261-
Eine normale Synchronisation mit federbegrenzter Anpresskraft zeigt Abbildung
3-145.
a) Leerlaufstellung
Siehe:
b)
•
Zahnrad
•
Konus
•
Kegel
•
Schaltmuffe
Synchronisiervorgang.
Der
Bremskonus der Schaltmuffennabe ist
über die federbelasteten Kugeln auf
den Reibkegel gepresst.
c)
Nachdem
Zahnrad
und
Getriebehauptwelle gleich laufen, wird
die
Schaltmuffe
Kupplungskörper
auf
den
geschoben.
Der
Gang ist eingeschaltet.
Abbildung 3-145: Aufbau und Wirkungsweise der normalen Synchronisation mit
federbegrenzter Anpresskraft; [LEYH].
Die Zahnräder sitzen lose auf der Getriebehauptwelle im ständigen Eingriff mit
den zugehörigen Gegenrädern auf der Vorgelegewelle. Beim Schalten verschiebt
die Schaltgabel die achsial verschiebbare Schaltmuffe zum Gangrad hin. Der in
der Schaltmuffennabe fest angebrachte Bremskonus wird auf den Reibkegel des
Kupplungskörpers des Gangrades aufgeschoben und bewirkt durch Reibung das
Abbremsen bzw. Beschleunigen des Gangrades.
Die Länge der Schaltpause zur Herstellung des Gleichlaufs ist abhängig von der
Federkraft. Da diese Art der Synchronisierung Schaltpausen erfordert sowie ein
Feb. 2010
B 10009
-262Durchschalten ohne Abwarten der Drehzahlangleichung möglich macht, wird sie
heute kaum noch verwendet.
Sperrsynchronisierung mit unbegrenzter Anpresskraft und Sperrzahnring
Die Sperr- oder Zwangssynchronisierung mit unbegrenzter Anpresskraft ermöglicht
die formschlüssige Verbindung zwischen Gangrad und Getriebehauptwelle erst
nachdem Gleichlauf hergestellt ist, außerdem ermöglicht sie schnelleres Schalten.
Wie bei der normalen Synchronisierung erfolgt die Herstellung des Gleichlaufs
zwischen Schaltmuffe und Gangrad durch eine Konuskupplung. Die Einzelteile
einer Sperrsynchronisierung zeigt Abbildung 3-146.
Abbildung 3-146: Aufbau einer Sperrsynchronisierung; [LEYH].
Die Schaltmuffe (1), die auf dem Synchronkörper (2) drehfest, aber axial
verschiebbar angeordnet ist, wird beim Schaltvorgang nach rechts geschoben. Dabei
nimmt sie die drei Sperrstücke (3), die durch die beiden Sperr- oder Ringfedern (4) in
die Ringnut (R) der Schaltmuffe gedrückt werden, mit. Die Sperrstücke (3) schieben
dabei den Synchronring (5) auf den Reibkegel (K) des Gang- oder Losrades (6) auf.
Durch Drehzahlunterschied zwischen Gangrad (6) und Schaltmuffe (1) wird der
Synchronring (5) verdreht, bis der Rand der drei Nuten (N) gegen die drei
Sperrstücke
Feb. 2010
(3)
anschlägt.
Dadurch
verhindert
die
Außenverzahnung
des
B 10009
-263Synchronringes - der Sperrzahnring - das Weiterschieben der Schaltmuffe (1), wie in
Abbildung 3-147 schematisch dargestellt ist.
Linkes
Bild:
Die
Sperrverzahnung
des
Synchronringes
(5)
verhindert
das
Weiterschieben der Schaltmuffe (1).
Mittleres Bild: Synchronisierungsvorgang ist beendet. Schaltmuffe (1) lässt sich
weiterschieben (waagrechter Pfeil) und dreht dabei Synchronring (5) und Gangrad
zurück (senkrechte Pfeile).
Rechtes Bild: Schaltvorgang ist beendet. Schaltmuffe (1) und Klauenverzahnung (Z)
des Gangrades sind in Eingriff.
Abbildung 3-147: Schaltvorgang bei der Sperrsynchronisierung (schematisch) ; [LEYH].
Eine aktuelle Konstruktion der Getriebesynchronisation im Jahr 2004 zeigt
Abbildung 3-148. Geringe Schaltkräfte und Schaltzeiten sind durch den Einsatz
von Mehrfachkegelsynchronisierungen im 1. und 2. Gang realisiert. Dabei verfügt
der
1.
Gang
über
eine
Dreifachkegel-
und
der
2.
Gang
über
eine
Zweifachkegelsynchronisierung, wie aus Abbildung 3-148 ersichtlich ist. Als
Reibmaterial wird Carbon verwendet. Die resultierende Verbesserung der
Leistungsfähigkeit der neuen Synchronisierungen ist am Vergleich von B80 zu
ML310 aus Abbildung 3-149 ersichtlich. Dargestellt ist jeweils nur die Synchronkraft
ohne die zu überlagernden Rastierungskräfte.
Feb. 2010
B 10009
-264-
Abbildung 3-148: Synchronisation 1./2. Gang (Audi A6 Modell 2004); [ATZ17].
Abbildung 3-149: Gegenüberstellung Synchronkraft an der Schiebemuffe (alt-B80 gegen neuML-310); [ATZ17].
3.5.2.4.
Motorradgetriebe - sequentielle mechanische Schaltung
Motorradgetriebe mit Schaltwalze kann man auch als sequentielle mechanische
Getriebe bezeichnen.
Feb. 2010
B 10009
-265Der konstruktive Aufbau von Motorrad-Schaltgetrieben ist bei den meisten
Herstellern grundsätzlich ähnlich. Für leistungsstarke Motorräder kommen nur noch
klauengeschaltete
Zahnradgetriebe
in
Frage.
Früher
durchaus
übliche
Konstruktionen wie Kettengetriebe oder die Ziehkeilschaltung werden heute für
Hochleistungsmotorräder nicht mehr verwendet, und sie werden hier nicht behandelt.
Stirnradgetriebe für Motorräder werden als Zwei- oder Dreiwellengetriebe
ausgeführt. Abbildung 3-150 zeigt in einer perspektivischen Darstellung ein
modernes Dreiwellengetriebe. Bei einem solchen Getriebe sind grundsätzlich alle
Zahnräder immer im Eingriff. Die Gangstufen und die Schaltbarkeit der Gänge
ergeben sich daraus, dass einige Zahnräder nicht drehfest, sondern lose auf ihrer
Welle gelagert sind und der Kraftschluss über sogenannte Schaltklauen hergestellt
wird. Diese sind verschiebbar, aber drehfest auf der jeweiligen Welle gelagert und
koppeln jeweils die Losräder mit der Welle. Betätigt werden diese Schaltklauen
über Schaltgabeln, die in einer Kulisse auf der Schaltwalze geführt werden.
Abbildung 3-150: Motorrad Dreiwellen-Schaltgetriebe; [STOFFR].
3.5.2.5.
Schaltsperre und Schaltarretierung (shift lock)
Damit nicht gleichzeitig zwei Gänge geschaltet werden können, was ein Blockieren
des Getriebes zur Folge hätte, sind zwischen den Schaltstangen Schaltsperren
und Gangarretierungen angeordnet. Abbildung 3-151 zeigt die Schaltsperren (S)
zwischen den Schaltstangen (E) für den 1. und 2. sowie für den 3. und 4. Gang. (Die
Feb. 2010
B 10009
-266Schaltstange mit Schaltsperre für den Rückwärtsgang ist nicht dargestellt.)
Schaltsperre (S) und Schaltarretierung (G) sind in entsprechenden Bohrungen
des Gehäuses geführt. Die Schaltarretierungen (G) bestehen aus zwei
federbelasteten Büchsen, die in entsprechende Bohrungen der Schaltstangen (E)
eingreifen. Sie halten die nicht geschalteten Schaltstangen in Leerlaufstellung
(oberes Bild), den geschalteten Gang hindern sie am Herausspringen bei
unbeabsichtigter Berührung des Schalthebels (mittleres Bild). Die Schaltsperre (S)
bewirkt, dass jeweils nur eine Schaltstange aus der Leerlaufstellung heraus
verschoben werden kann. Sollten durch unexaktes Schalten beide Schaltstangen
gleichzeitig verschoben werden, wird die Bewegung nach kurzem Weg (W) durch die
Schaltsperre (S) gesperrt: Es lässt sich kein Gang schalten (unteres Bild).
Abbildung 3-151: Anordnung und Wirkungsweise von Schaltsperre und Schaltarretierung;
[LEYH].
Feb. 2010
B 10009
-267Die drei linken Bilder zeigen die Anordnung der Schaltstangen (E) für die vier
Vorwärtsgänge in Draufsicht. Das rechte Bild zeigt den Eingriff des Schalthebels (H)
in den Schaltstangen (E)
•
Oberes Bild: Leerlaufstellung.
•
Mittleres Bild: Der erste Gang ist geschaltet. Die Schaltsperre (S,Pfeil)
blockiert die Schaltstange (E) für 3. und 4. Gang in Leerlaufstellung.
Unteres Bild: Schaltsperre (S) sperrt nach kurzem Weg (W) die Bewegung
•
beider Schaltstangen (E).
3.5.3.
Automatische und halbautomatische Getriebe
(Automatic and
semi-automatic transmission)
Es gibt folgende Arten:
Ein
•
Wandler-Stufenautomatik
•
Doppelkupplungsgetriebe
•
CVT-Getriebe (stufenloses Getriebe - Continuously Variable Transmission)
•
Automatisiertes Schaltgetriebe ASG
•
halbautomatische sequentielle Schaltung
wesentliches
Unterscheidungskriterium
für
Getriebe
ist
die
Art
der
Zugkraftübertragung während des Schaltvorganges, siehe dazu auch Abbildung
3-152.
Abbildung 3-152: Getriebeeinteilung nach Zugkraft-Aufbringung; [ZF – M. Ebenhoch].
Feb. 2010
B 10009
-268-
Bei
manuell
betätigten
Schaltgetrieben
Getrieben
(Handschaltgetriebe)
und
automatisierten
entsteht durch das notwendige Öffnen der Kupplung eine
Zugkraftunterbrechung. Wandler-Stufenautomaten, Doppelkupplungsgetrieben sovie
CVT können unter Last geschaltet werden.
3.5.3.1.
Wandler-Stufenautomatik
Die Wandler-Stufenautomatik ist ein Lastschaltgetriebe und besteht aus drei
Hauptgruppen:
1. Hydrodynamische Kraftübertragung (Wandler oder Kupplung als Anfahrelement)
2. Mechanische Planetengetriebesätze
3. Schaltautomatik und Getriebesteuerung
Hydrodynamische Kraftübertragung:
Es wird im Gegensatz zu hydrostatischen Antrieben (Bsp. Axialkolbenmotor mit
hohem Druck und geringem Volumenstrom) relativ viel Flüssigkeit, unter geringem
Druck gefördert. Man unterscheidet zwischen:
•
hydrodynamische Kupplung
•
hydrodynamischer Drehmomentwandler.
Hydrodynamische Kupplung
Hydrodynamische Kupplungen (Föttinger-Kupplung) sind als Anfahrkupplung gut
geeignet.
Die grundsätzliche Funktionsweise ist so, dass der Motor eine Kreiselpumpe
antreibt, die eine Flüssigkeit in strömende Bewegung versetzt. Diese Flüssigkeit gibt
ihre Strömungsenergie an ein Turbinenrad ab. Die Flüssigkeitskupplung besteht
also aus zwei Rädern (Schalen). Die hydraulische Kupplung ermöglicht eine
stufenlose Drehzahlwandlung, d.h. beim
•
Anfahren steht die Sekundärschale zunächst still, bis sie
•
schließlich mit beinahe gleicher Drehzahl wie die Primärschale läuft.
Der Wirkungsgrad ergibt sich aus dem Verhältnis der Sekundärschalen- zur
Primärschalendrehzahl. Er erreicht bei gleichförmiger Geschwindigkeit auf der Ebene
etwa 98% Abbildung 3-153.
Feb. 2010
B 10009
-2691.Kurbelwelle
2.Kugelventil
3.Primärschale
4.Sekundärschale
mit
Antriebswelle
a. Ölzufluss
b. Ölrückfluss
Abbildung 3-153: Schematische Darstellung der hydrodynamischen Kupplung; [LEYH].
Die Föttinger-Kupplung kann nur bei Schlupf ein Moment übertragen. Ist die
Ausgangsdrehzahl größer als die Eingangsdrehzahl, wechseln Pumpen- und
Turbinenrad ihre Funktionen. Das übertragbare Moment MFK kann nach einem
Ansatz von Föttinger mit der folgenden Formel berechnet werden; siehe auch
Abbildung 3-154 dazu:
M FK = k s * ρ * n 2p * D 5 (44)
mit ks = Schlupffaktor (abhängig vom Drehzahlverhältnis nT/nP); ρ = Dichte des
Fluids, np = Pumpendrehzahl, D = Kupplungsdurchmesser
Abbildung 3-154: Schlupffaktor einer Föttinger Kupplung; [WALLLAE].
Die Kennlinie einer hydrodynamischen Kupplung zeigt Abbildung 3-155
allgemein.
Feb. 2010
B 10009
-270-
Abbildung 3-155: Kennlinie einer hydrodynamischen Kupplung; [HIRSCHB].
Hydrodynamischer Drehmomentwandler
(betrachtet wird nur der sog. Trilokwandler)
In
einem
ringförmigen
Gehäuse,
Abbildung
3-156,
aus
zwei
miteinander
verschweißten Stahlblechschalen (1) sind hintereinander die drei Schaufelräder
des Wandlers angeordnet. Das
•
Pumpenrad (2) ist mit dem Gehäuse (1) fest verbunden. Das
•
Gehäuse (1) ist mit der Kurbelwelle des Motors (3) über ein Mitnehmerblech
(4) fest verbunden und bildet so die Motorschwungmasse. Das vom
Pumpenrad (2) angetriebene
•
Turbinenrad (5) ist mit der Antriebswelle (6) des nachfolgenden Getriebes
fest verbunden. Zwischen dem Pumpenrad (2) und dem Turbinenrad (5) sitzt
das im Durchmesser kleinere
•
Leitrad (7) auf dem Rollenfreilauf (beim Trilok-Wandler, sonst fest) (8), das
sich auf dem mit dem Getriebegehäuse (10) fest verbundenen Stützrohr (9)
abstützt.
Feb. 2010
B 10009
-271Motorseitig:
1. Strahlblechschale
2. Pumpenrad
3. Kurbelwelle Motor
4. Mitnehmerblech
abtriebsseitig
5. Turbinenrad
6. Abtriebswelle
7. Leitrad
8. Freilauf
9. Stützrohr
10. Gehäuse
11.Verlängerung des Gehäuses zum
Antrieb
der
Ölpumpe
(meist
Mondsichelpumpe)
Abbildung 3-156: Aufbau des hydrodynamischen Drehmoment-Wandlers schematisch; [LEYH].
Alle drei Schaufelräder können sich im Trilok-Wandler unabhängig voneinander
drehen,
das
Leitrad (7) jedoch
nur
in Motordrehrichtung.
Gegen
die
Motordrehrichtung wird es vom Freilauf festgehalten.
Eine integrierte Ölpumpe fördert bei laufendem Motor dauernd Getriebeflüssigkeit
durch den Wandler, so dass er immer gefüllt ist und unter geringem Überdruck
steht, um Kavitationsschäden vor allem an den Schaufeln des Leitrades zu
verhindern. Je nach Motorbelastung und Fahrgeschwindigkeit ergeben sich zwei
Wirkungsbereiche:
1. Wandlerbereich, in dem die Drehmomentsteigerung stattfindet, dann bei höherer
Drehzahl der
2. Kupplungsbereich, in dem der Wandler als hydrodynamische Kupplung arbeitet.
Abbildung 3-157 verdeutlicht in Diagrammform die beiden Arbeitsphasen eines
Zweiphasenwandlers. In der
1. Phase steht das Leitrad fest, so entspricht die Funktion derjenigen eines
hydrodynamischen Drehmomentenwandlers. In der
Feb. 2010
B 10009
-2722. Phase ist das Leitrad drehbar, wie es der hydrodynamischen Kupplung entspricht
mit einem Momentenverhältnis von 1.
Abbildung 3-157: Schematischer Aufbau und Kennlinien eines Zweiphasenwandlers;
[HIRSCHB].
Wirkungsweise:
Bei laufendem Motor wird die zwischen den Schaufeln des Pumpenrades (2),
Abbildung 3-158, befindliche Flüssigkeit mitgenommen und durch die Einwirkung der
Fliehkraft nach außen in das Turbinenrad (5) gefördert. Sie strömt von außen in das
zunächst noch stillstehende Turbinenrad.
Feb. 2010
B 10009
-273-
Abbildung 3-158: Wirkungsweise des hydrodynamischen Drehmoment-Wandlers; [LEYH].
Stillstand des Turbinenrades (5) beim Anfahren. Die starke Ablenkung des
Flüssigkeitsstromes im Leitrad (7), das sich über den Freilauf (F) entgegen der
Drehrichtung des Pumpenrades (2) fest abstützt, bewirkt die Verstärkung des
Drehmomentes durch Rückwirkung (Pfeil R) gegen die Schaufeln des Turbinenrades
(5). Die im Wandler ringförmig angeordneten Räder (2), (5) und (7) sind der besseren
Verständlichkeit halber nebeneinander dargestellt.
Fährt der Wagen an, dann steigt die Turbinendrehzahl im gleichen Verhältnis
wie die Fahrgeschwindigkeit und nähert sich der weniger ansteigenden
Motordrehzahl. Bei dem dabei kleiner werdenden Drehzahlunterschied zwischen
Pumpe und Turbine sinkt die Drehmomentverstärkung vom Anfangswert 2,0 bis
2,5 stetig ab, bis sie den Wert 1 erreicht.
Ab
diesem
sogenannten
Kupplungspunkt
sind
das
Motor-
und
Turbinendrehmoment gleich. Das Leitrad läuft nun im Flüssigkeitsstrom zwischen
den beiden Schaufelrädern mit.
Erreicht das Turbinenrad eine höhere Drehzahl als das Pumpenrad (z.B. wenn das
Fahrzeug schiebt), arbeitet der Drehmomentwandler umgekehrt, sodass im
Schiebebetrieb die Bremskraft des Motors ausgenützt werden kann.
Feb. 2010
B 10009
-274Abbildung 3-159 gibt idealisiert den Drehmoment- und Wirkungsgradverlauf eines
Trilok-Wandlers über dem Drehzahlverhältnis wieder. Das Bild gibt außerdem die
ungefähre
Aufteilung
des
Wirkungsgradverlustes
in
Stoßverluste
(keine
Übereinstimmung zwischen Strömungs- und Schaufelrichtung) und Reibverluste
(Reibung zwischen Fluid und Wänden) wieder.
Abbildung 3-159: Kennung eines Trilok-Wandlers; [WALLLAE].
Bei den bisherigen Automatikgetrieben mit Wandler für Personenwagen lag der
Kraftstoffverbrauch
gegenüber
Handschaltgetrieben
auf
Landstraßen
und
Autobahnen meist höher. Ursache hierfür waren Verluste im Wandler. Der damit
einhergehende schlechtere Wirkungsgrad kann durch eine im Wandler integrierte
Überbrückungskupplung nahezu ausgeschaltet werden. Der bisher offene
Wandler hat die Torsionsschwingungen und die Stoßbelastungen im Triebstrang
absorbiert. Diese Aufgabe muss nun wieder ein herkömmlich aufgebauter
Torsionsdämpfer übernehmen, Abbildung 3-160.
Die beispielhaft gezeigte Überbrückungskupplung in Abbildung 3-160 besteht aus
einem tiefgezogenen Stahlblechkolben, der außen einen Reibbelag besitzt. Der
Kolben wird durch Öldruck an die bearbeitete Fläche auf der WandlerdeckelInnenseite gedrückt. Die für die Kräfte bestimmende Kolbenfläche ergibt sich außen
durch den Reibbelag, der hier sowohl das Drehmoment als auch die Abdichtung zu
übernehmen hat, und innen auf der Zylinderführung durch einen genuteten
Rechteck-Viton-Ring.
Feb. 2010
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-275-
1 - Pumpe
2 - Turbine
3 - Leitrad
4 - Freiluft
5 - Deckel
6
-
Reibbelag
der
Ü
Kupplung
7 - Kolben der Ü - Kupplung
8 - Torsionsdämpfer
9 - TD-Reibbelag
10 - Viton-Dichtung
Abbildung 3-160: Wandler mit Überbrückungskupplung; [ATZ18].
Durch die Ölzufuhr zum Wandler über eine zentrale Bohrung in der Turbinenwelle in
den Raum zwischen Kolben und Deckel wird der Überbrückungskolben vom Deckel
abgehoben. Die Überbrückungskupplung wird dagegen geschlossen, wenn die
Ölführung genau den entgegengesetzten Weg beschreibt. In diesem Fall werden zur
Aufrechterhaltung des Wandinnendrucks von 5 bis 7 bar, der für die
Anpresskraft des Kolbens an den Deckel sorgt, nur geringe Fördervolumen zur
Deckung der üblichen Leckageverluste an den verschiedenen Dichtstellen
erforderlich. Größere Ölmengen zum Zwecke der Wärmeabfuhr sind nun nicht mehr
nötig. Die Umsteuerung wird vom Steuerventilsystem des Getriebes nach einem vom
Hersteller vorgegebenen Programm durchgeführt.
Der Einsatz dieser neuen Generation von Automatikgetrieben mit bis zu acht Gängen
und
einem
Wandler
mit
Überbrückungskupplung
führt
zur
deutlichen
Einsparung von Kraftstoff. Wenn solche Automaten zusätzlich noch elektronisch
geregelt
werden
und
mit
einer
Motorelektronik
zusammenarbeiten,
sind
Verbrauchswerte erreichbar, die gleich oder sogar unterhalb derer von
Handschaltgetrieben liegen.
Planetengetriebesätze:
Feb. 2010
B 10009
-
-276Das dem hydrodynamischen Drehmomentwandler nachgeschaltete Getriebe
wird als Planetengetriebe mit mehreren hinteinander angeordneten Planetensätzen
ausgeführt.
Aufbau und Wirkungsweise eines Planetenradsatzes zeigt Abbildung 3-161.
Abbildung 3-161: Aufbau eines Planetenradsatzes; [LEYH].
Planetengetriebe sind sogenannte Umlaufgetriebe, deren Zahnräder ständig
miteinander in Eingriff sind. Jedes Planetengetriebe besteht aus mehreren
miteinander verbundenen Planetenradsätzen. Ein Planetenradsatz besteht aus
folgenden Teilen:
1. dem Hohl- oder Ringrad,
2. mehreren (meist drei) Planetenrädern,
3. dem in der Mitte angeordneten Sonnenrad und
4. dem Planetenradträger (Steg) an dem die Planetenräder drehbar gelagert sind.
Der Name Planetenräder rührt daher, dass diese Räder bei stillstehendem
Sonnenrad oder stillstehendem Hohlrad gleichzeitig zwei Bewegungen ausführen:
eine Drehbewegung um ihre eigene Achse
eine Umlaufbewegung um das Sonnenrad, ähnlich wie im kosmischen System der
Planet Erde um die Sonne.
Feb. 2010
B 10009
-277Einer der Vorteile des Planetengetriebes liegt darin, dass man mit einem einzigen
Planetenradsatz
theoretisch
vier
verschiedene
Übersetzungen
in
einer
Drehrichtung und zwei in Rückwärtsrichtung durchführen kann (Abbildung 3-162).
Abbildung 3-162: Stufen eines Planetensatzes mit den theoretischen Übersetzungsbereichen;
[WALLLAE].
Zur praktischen Durchführung wäre ein Aufwand von drei Bremsbändern und
sechs
Lamellenkupplungen
erforderlich
(zum
möglichen
Sperren
jedes
Zahnrades und Verbinden der Anderen mit dem Antriebsstrang), so dass man in der
Praxis mehrere hintereinandergeschaltete Planetenradsätze sowie kombinierte
Planetenradsätze (Ravigneauxsatz mit
Simpson-Satz
mit
gemeinsamem
gemeinsamen Planetenradträger oder
Sonnenrad)
verwendet,
wobei
Zahnräder
unterschiedlicher Planetenradsätze mechanisch starr oder über Kupplungen
verbunden werden.
Abbildung 3-163 zeigt schematisch den Leistungsfluss eines einfachen VWViergang-Automatikgetriebes mit einem Ravigneauxsatz und gibt den erklärenden
Text dazu. Beim Ravigneausatz sind die beiden Planetenradträger starr verbunden
und zusätzlich alle Planetenzahnräder im gegenseitigen Eingriff.
Feb. 2010
B 10009
-278-
Abbildung 3-163: VW-Viergang-Automatikgetriebe; [ATZ19].
Im Drehmomentenwandler herrscht zunächst noch Antriebsschlupf, bis im höheren
Drehzahlbereich die Kupplung 3 hinzugeschaltet wird und so der Antrieb schlupffrei
direkt vom Motor, unter Umgehung des Wandlers, auf den Planetenträger erfolgt.
Durch die Verblockung der beiden Sonnenräder über die Kupplungen 1 und 2 bleibt
es beim Übersetzungsverhältnis 1. Die Stützmomente an den beiden Kupplungen
sind gleich groß, aber entgegengesetzt gerichtet.
Feb. 2010
B 10009
-279Der dritte Gang ist sowohl im hydraulischen Wandlerbetrieb (3H) als auch unter
Umgehung des Wandlers im rein mechanischen Leistungsübertrag (3M) darstellbar.
Im
vierten
Gang
gibt
es
nur
die
Möglichkeit
der
rein
mechanischen
Leistungsübertragung (4M).
Im Rückwärtsgang wird der Planetenträger von der Bremse 1 festgehalten. Der
Antrieb erfolgt über den Drehmomentenwandler und die Kupplung 2 auf das große
Sonnenrad.
Es werden heute bei PKW vier bis zu acht Vorwärtsgänge und (theoretisch) zwei
Rückwärtsgänge verwendet.
Das Planetenradgetriebe hat den Vorteil, dass der Gangwechsel im Gegensatz zu
den mit Klauenmuffen geschalteten Zahnradgetrieben unter Last erfolgen kann, so
dass sich eine zusätzliche Trenn- oder Schaltkupplung erübrigt.
Planetenradgetriebe werden daher auch als Lastschaltgetriebe bezeichnet.
Nachteile des klassischen Automatikgetriebes sind hohe Herstellkosten, teilw.
schlechterer Wirkungsgrad.
3.5.3.2.
CVT-Getriebe (stufenlose Getriebe - Continuously Variable Transmission)
Stufenlose Getriebe funktionieren nach dem Prinzip der Umschlingungsgetriebe,
Abbildung
3-164.
Die
stufenlose
Verstellung
der
Übersetzung
des
Umschlingungsgetriebes erfolgt durch Verschieben der axial verstellbaren
Kegelscheiben im Variator, wodurch eine Veränderung des Ablaufradius des
Schubgliederbandes erreicht wird. Anschließend wird das Antriebsmoment über
Zahnräder auf das Differenzial übertragen.
Feb. 2010
B 10009
-280-
Abbildung 3-164: Stufenloses Umschlingungsgetriebe: AUDI Multitronic; [ATZ21].
Abbildung 3-165 und Abbildung 3-166 zeigen mögliche Ausführungen von
Schubgliederbändern.
Abbildung 3-165: Kraftübertragung bei Umschlingungsgetrieben; [WALLLAE].
Derzeit sind nur Fahrzeuge bis in den mittleren Drehmomentbereich (Mittelklasse)
damit
Feb. 2010
ausstattbar.
Für
größere
Fahrzeuge
mit
entsprechend
höheren
B 10009
-281Getriebeeingangsdrehmomenten wurden auch schon Umschlingungsgetriebe in
Kombination mit einer hydrodynamischen Kupplung realisiert; [WALLLAE].
Abbildung 3-166: multitronic® des Audi A4 ab Baujahr 2000
Vorteil der CVT-Getriebe ist die Möglichkeit zur optimalen Wahl der Übersetzung:
•
Der Verbrennungmotor kann in einem verbrauchsgünstigen Bereich
betrieben werden.
•
oder im Bereich maximaler Leistung.
Nachteile:
•
Das Fehlen gewohnter Schaltvorgänge wird vom Fahrer als störend oder
ungewohnt empfunden (aus diesem Grund gibt es CVT-Ausführungen, welche
feste Übersetzungen „simulieren“)
•
nur für relativ niederige Drehmomente und schwächere Motorisierungen
geeignet
Feb. 2010
B 10009
-282•
schlechter Wirkungsgrad
3.5.3.3.
Automatisierte Schaltgetriebe ASG
Es gibt Ansätze, insbesondere im Nutzfahrzeugbereich, das manuell zu betätigende
Schaltgetriebe zu automatisieren. Beim einfachsten System ersetzt eine
Fernschaltung lediglich das mechanische Gestänge. Der Schalthebel gibt in
diesem Fall nur noch elektrische Signale ab. Anfahrvorgang und Kuppeln erfolgen
wie beim Handschaltgetriebe.
Automatisierte Getriebe sind Handschaltgetriebe, bei denen alle Vorgänge, die
der Fahrer bei einem Schaltvorgang ausführt, von elektronisch gesteuerten
Systemen übernommen werden. Während des Schaltvorgangs wird wie beim
manuellen Getriebe eine Kupplung geöffnet und damit die Zugkraft unterbrochen.
Teil- oder vollautomatisierte Schaltsysteme tragen wesentlich zur Vereinfachung
der Getriebebedienung und zur Erhöhung der Wirtschaftlichkeit bei. Dem
konzeptionsbedingten
Nachteil der
•
Zugkraftunterbrechung stehen besonders für Nutzfahrzeuganwendung
wesentliche
Vorteile gegenüber:
•
feine Gangabstufung mit bis zu 16 Gängen,
•
höherer Übertragungswirkungsgrad,
•
geringere Kosten,
•
gleiche Technologie wie für Handschaltgetriebe. → Lebensdauer
Ein Stellmodul am Getriebe, das entweder elektrisch, hydraulisch oder pneumatisch
ausgebildet sein kann, schaltet die einzelnen Gänge.
Abbildung
3-167
zeigt
die
Systemkomponenten
eines
automatisierten
Schaltgetriebes. Bei BMW wird es auch SMG (sequentielles mechanisches
Getriebe) genannt.
Feb. 2010
B 10009
-283Bei vollautomatischen Systemen sind Getriebe und auch Anfahrelement
automatisiert. Um ein vielgängiges Getriebe automatisch zu steuern, bedarf es einer
komplexen Schaltstrategie. Diese Aufgabe übernimmt eine Mikrocomputersteuerung,
ebenso die Steuerung der Synchronisation bei Schaltvorgängen. Hierzu wird die
Drehzahl des Motors von der elektronischen Motorleistungsregelung (EDC oder
EGAS) auf die von der Getriebeelektronik über den Datenkommunikationsbus
angeforderte
Drehzahl
eingeregelt.
Dadurch
können
mechanische
Synchronisierungen im Getriebe ganz oder teilweise entfallen.
Abbildung 3-167: Systemkomponenten eines automatisierten Schaltgetriebes (ASG);
[HIRSCHB].
Eine Mechanisierung der Getriebebetätigung bereitet keine Schwierigkeiten.
Komplizierter ist die Automatisierung der Kupplungsbetätigung. Insbesondere
bei Lkw verbreitet sind daher halbautomatisierte Schaltgetriebe, bei denen die
Gangauswahl und die Kupplungsbetätigung dem Fahrer überlassen bleibt, der
vorgewählte Gang aber automatisch eingelegt wird.
Die ASG-Getriebe weisen wie die Handschaltgetriebe Zugkraftunterbrechungen
auf was gerade bei einem selbst schaltenden Getriebe, bei dem der Fahrer diese
Schaltvorgänge nicht erwartet, als höchst unkomfortabel empfunden wird.
Feb. 2010
B 10009
-284-
3.5.3.4.
Doppelkupplungsgetriebe
Abhilfe schafft die Sonderform des Doppelkupplungsgetriebes, bei dem der
eigentliche Schalt- und Kupplungsvorgang manuell gar nicht durchführbar wäre. Der
Fahrer hat aber die Wahl, das Getriebe als Vollautomatik oder als Halbautomatik zu
nutzen, bei der er die Gänge selbst wählt, aber nicht kuppelt; [WALLLAE].
Ein Beispiel dazu ist das 6-Gang Direktschaltgetriebe DSG von VW. Das
Direktschaltgetriebe ist im Grunde ein konventionelles Sechsgang-Schaltgetriebe,
das allerdings von zwei Kupplungen bedient wird. Eine Kupplung schaltet die Gänge
1, 3 und 5 (sowie den Rückwärtsgang), die andere Kupplung die Gänge 2, 4 und 6.
Beispielsweise man fährt im ersten Gang - Kupplung 1 ist geschlossen – und der
zweite Gang ist schon eingelegt, aber Kupplung 2 noch geöffnet. Beim
Schaltvorgang schließt Kupplung 2 und Kupplung 1 öffnet sich, gleichzeitig und ohne
Zugkraftunterbrechung (Abbildung 3-168).
Abbildung 3-168: Doppelkupplungsgetriebe mit Trockenkupplungen; [VDIB].
Feb. 2010
B 10009
-285Doppelkupplungsgetriebe haben wegen des fehlenden Drehmomentwandlers einen
höheren Wirkungsgrad als Wandlerautomatikgetriebe.
3.5.3.5.
Sequentielle Schaltung
Automatisierte sequentielle Getriebe die, wie sonst bei Motorrädern, mit einer
Schaltwalze bedient werden, bilden bisher eher die Ausnahme im PKW-Sektor.
Der Smart verfügt über ein echtes sequentielle Getriebe dessen Vorteile sehr
hoher Wirkungsgrad und geringes Gewicht bei günstigen Kosten sind.
Das Kernstück der Schaltmechanik bildet eine Schaltwalze; Abbildung 3-169. Diese
wird über einen Elektromotor und ein zweistufiges Stirnradgetriebe bewegt. Die
Schaltkräfte werden über die drei Schaltgabeln, die alle auf einer einzigen
Schaltstange gelagert sind, auf die Synchronelemente übertragen. Über die aus der
Renntechnik und von Motorradgetrieben bekannte Schaltwalze erhält man eine echte
sequenzielle Schaltung. Dadurch kann der Schaltvorgang auf eine einfache
rotatorische Bewegung des Getriebeaktuators reduziert werden. Im Vergleich zu
üblichen Add-on-Systemen, bei denen eine Betätigung in Schalt- und Wählrichtung
erfolgt, wird nur ein Elektromotor benötigt; [RDKNE].
Abbildung 3-169: Smart – Schaltwalze des sequentiellen Getriebes; [RDKNE].
Die realisierte Einfach-Schaltwalzentechnologie hat jedoch folgenden Nachteil:
Es besteht bei der einfachen Ausführung keine wahlfreie Betätigung des
Getriebes wie es bei Add-on-Systemen möglich ist; sämtliche Zwischengänge
Feb. 2010
B 10009
-286müssen durchlaufen werden. Es gibt technische Möglichkeiten auch bei echten
sequenziellen Getrieben Gänge zu überspringen, dies führt allerdings
zu
konstruktivem Mehraufwand und damit zu höheren Kosten.
Ein weiterer Kritikpunkt sind lange Schaltzeiten, die für den Fahrer ungewohnt sind
und als störend empfunden werden.
Das sequenzielle Getriebe kann vollautomatisch oder halbautomatisch (Schaltbefehl
vom Fahrer) betrieben werden.
3.5.4.
Ausgleichsgetriebe (Differential transmission)
Ausgleichsgetriebe oder Differenziale sind in der Regel für alle zweirädrigen
Treibachsen sowie für Mehr-Achsenantrieb notwendig, um den Wegunterschied
der einzelnen Räder bei Kurvenfahrt auszugleichen. Bestimmte Typen werden
auch als Drehmomentverteiler genutzt.
Das übliche Ausgleichsgetriebe wird in der Regel als Kegelradgetriebe gebaut,
Abbildung 3-170. Das Planetenrad wirkt als gleicharmiger Hebel; es übt - unter
Vernachlässigung
der
Reibung
-
gleiche
Umfangkräfte
auf
die
beiden
Abtriebs(Sonnen)räder aus.
a) Anordnung
b) Kräfte
p...Planetenrad
t....Planetenträger
s1,
s2...Sonnenräder
(Achswellenantrieb)
Hebelarm rp gleich
groß
Fs1 = Fs2 = Fp/2
Abbildung 3-170: Kegelradausgleichsgetriebe; [BUSCHM].
Dagegen sind, wie beabsichtigt, verschieden große Drehzahlen der Abtriebsräder
möglich, womit sich auch verschiedene Leistungen ergeben. Die positiven und
negativen Drehzahlunterschiede gegenüber der mittleren Drehzahl (=Umlaufdrehzahl
des Planetenrades) sind betragsmäßig gleich.
Feb. 2010
B 10009
-287-
Differenzialsperren:
Bei
Fahrzeugen,
von
denen
maximal
mögliche
Vortriebskräfte
bei
unterschiedlichen Kraftschlussverhältnissen an den einzelnen Rädern verlangt
werden sind zusätzliche Maßnahmen nötig, entweder:
a) Differenzialsperre mit Fremdbetätigung:
Formschlüssige Kupplung zwischen den beiden Antriebsrädern oder zwischen einem
Antriebsrad und dem Planetenträger.
b) Differenzialsperre durch vergrößerte Reibung:
Die Drehung der Planetenräder kann durch Zwischenlage von Reibgliedern gebremst
werden. Selbstverständlich wird dadurch die Ausgleichswirkung beeinträchtigt. Eine
ausgeführte Anordnung zeigt Abbildung 3-171. Hier sind zwischen Planetenträger t
und Planetenradachsen a Zwischenstücke b eingebaut, die mit umlaufen und quer
verschiebbar sind.
a
Planetenradachse
mit
Schrägfläche (oben geschnitten, unten in
Ansicht gezeichnet)
b
Zwischenstück mit t umlaufend,
quer verschiebbar
l
Lamellenpaket
w
Triebradwelle
t
Planetenträger (Antrieb)
Abbildung 3-171: Ausgleichgetriebe mit Reibungssperrung; [BUSCHM].
Die Planetenradachsen liegen über Schrägflächen an den Zwischenstücken an,
sind also nicht wie bei einfacher Anordnung nach Bild 81166 fest mit dem
Planetenträger verbunden. Je nach Größe des vom Antrieb eingeleiteten
Feb. 2010
B 10009
-288Drehmoments drücken die Planetenradachsen die Zwischenstücke b mehr oder
weniger stark auseinander und pressen damit die zwischen Treibradwellen w und
Planetenträger t angeordneten Lamellenpakete l entsprechend zusammen. Die
Relativdrehung zwischen diesen Teilen wird damit drehmomentabhängig gebremst.
Dadurch wird der Ausgleich mit zunehmendem Drehmoment erschwert.
Abbildung 3-172 zeigt den Aufbau und die Funktion eines weiteren mechanischen
Selbstsperrdifferenzials.
Abbildung 3-172: Aufbau und Funktion eines mechanischen Selbstsperrdifferenzials;
[HIRSCHB].
Feb. 2010
B 10009
-289-
c) Elektronische Differenzialsperre
Bei diesem System handelt es sich nicht um eine Sperre, sondern es wird durch
gezielten Einsatz der Fahrzeugbremsen das Verhalten eines gesperrten
Differenzials simuliert. Zwei Drehzahlsensoren (meist von ASR) überwachen die
Antriebsräder und melden einer Steuerelektronik die jeweiligen Verhältnisse.
Wenn die Drehzahldifferenz zu groß wird, greift die Steuerelektronik ein, indem sie
das durchdrehende Rad abbremst. Das bedeutet ein erhöhtes Drehmoment, das
via Differenzial auch beim anderen Rad übertragen wird. Um jeweils nur ein Rad
abbremsen zu können, bedient sich die Steuerelektronik der serienmäßigen
Bremsanlage und zweier zusätzlicher Bremszylinder, die in den Leitungen zu den
Radbremsen sitzen und gezielt bei einem Rad Bremsdruck erzeugen können.
d) Torsen-Differenzial:
Das
unter
der
Bezeichnung
Torsen
(TOrque
SENsing,
zu
Deutsch:
drehmomentfühlend) bekannte Sperr-Differenzial weicht grundsätzlich von den bisher
bekannten Differenzialen ab. Es wird besonders bei Allradfahrzeugen eingesetzt, da
es sich durch wesentliche Modifikationen auch als Zentral - Differenzial einsetzen
lässt.
Das Torsen - Differenzial in Abbildung 3-173 und Abbildung 3-174, ermöglicht ein
vom Eingangsdrehmoment abhängiges Reibmoment. Die Schneckenradpaare
weisen eine über ihrer Länge variierende Steigung auf und sind gegen eine Feder
axial verschiebbar.
•
Bei niedriger Last kommt der Bereich verlustarmer Steigung zum Eingriff, so
dass hier - auch wegen der geringen Anzahl von Zahnradpaarungen durch
zwischengeschaltete Stirnräder die Ausgleichsbewegung kaum behindert wird.
•
Steigt das Eingangsdrehmoment an, verschieben sich die Schneckenräder
durch
zunehmende
Umfangskräfte
hin
zu
reibungsintensiven
Steigungswinkeln, Sperrwerte um 90% werden erreicht; [WALLLAE].
Feb. 2010
B 10009
-290-
Abbildung 3-173: Bauteile des Torsen – Differenzials; [WALLLAE].
Abbildung 3-174: Torsen – Differenzial für den Audi quattro
Feb. 2010
B 10009
-291-
4. Sicherheit im Kraftfahrzeug (Safety in motor vehicles)
4.1.
Personenschaden durch Verkehrsunfälle
Die Zahl der Toten und Verletzten, die der Straßenverkehr fordert ist hoch. In
Österreich sterben jährlich etwa 700 Personen durch Verkehrsunfälle, verletzt
werden jährlich ca. 50 000 Personen. Die durch Verkehrsunfälle bedingten Kosten
liegen incl. Folgekosten bei ca. 10 Mrd. €/Jahr in Österreich.
Von 1961 bis 2003 wurden in Österreich ca. 66 000 Personen getötet, ca. 2,7 Mio
Personen verunglückten; [FACHVSTAT]. Abbildung 4-1 zeigt die Entwicklung der
getöteten und Verletzten Personen in Österreich seit 1980. Aufgrund verbesserter
Sicherheitsysteme in den Fahrzeugen und zunehmender Marktdurchdringung dieser
Systeme ist die Zahl der Toten stark rückläufig, obwohl sich in derselben Zeit das
Verkehrsaufkommen vergrößert hat.
Abbildung 4-1: Verkehrsunfälle mit Personenschaden in Österreich; [FACHVSTAT].
Die
Verunglücktenquoten
im
österreichischen
Straßenverkehr
im
internationalen Vergleich zeigt Abbildung 4-2.
Feb. 2010
B 10009
-292-
Abbildung 4-2: Verunglücktenquoten in Straßenverkehr im internationalen Vergleich: Getötete
Verkehrsteilnehmer pro 1 Mil. Einwohner, 2007 [VERSA].
Altersgegliederte Verletzten- und Getötetenzahlen zeigen Abbildung 4-3 und
Abbildung 4-4. Die Altersgruppe von 18 bis 25 Jahre ist besonders oft in Unfälle
verwickelt.
Hauptursachen
sind
Selbstüberschätzung
und
Fahren
unter
Alkoholeinfluss.
Abbildung 4-3: Altersgegliederte Verunglücktenzahlen im Straßenverkehr 2008 für Österreich;
[KURAT].
Feb. 2010
B 10009
-293-
Abbildung 4-4: Altersgegliederte Getötetenzahlen im Straßenverkehr 2008 für Österreich;
[KURAT].
Die einzelnen Verkehrsmittel sind dabei im Maß ihrer Gefährlichkeit sehr
unterschiedlich; es ist z.B. die Wahrscheinlichkeit bei der Benutzung eines
Motorrades getötet zu werden etwa 200mal höher, als bei der Benutzung eines
Busses, Abbildung 4-5. Zu bedenken ist aber, dass diese Statistik bezogen auf die
Zeit, die der Reisende in dem jeweiligen Verkehrsmittel verbringt, gänzlich anders
10
16
7,5
8
6,3
6
0,8
0,33
0,08
0,04
Fähren
Flugzeug
oder Bus
Bahn
2
Autofahrer
4
Radfahrer
Fußgänger
0
motor.
Zweiräder
Anzahl der Toten auf 100 Millionen
Menschen je gefahrenen Kilometer
aussehen kann.
Abbildung 4-5: Unterschiedliches Risiko im Verkehr; [ADAC Motorwelt 8/1999, S.8].
Feb. 2010
B 10009
-294Viele Unfälle wären vermeidbar, ohne dass dazu technische Hilfsmittel eingesetzt
werden müssten, wenn sich die Kraftfahrer sinnvoll verhalten würden.
Unfälle lassen sich auf eine Reihe von Gründen zurückführen:
•
mangelhaftes Verstehen der Dynamik des KFZ,
•
mangelnde Voraussicht von Gefahrensituationen,
•
kein "Verkehrssinn" und fehlende Einsicht in die Notwendigkeit bestimmter
Restriktionen im Verkehr
•
Abreagieren persönlicher Aggressivität in der Anonymität des KFZ
•
langsame Reaktion auf unvorhersehbare Gefahrensituationen:
Bei Notbremsungen ist zur Reaktionszeit von 0,7s bei hydraulischen Bremsen eine
Schwellzeit von 0,2s bis zum Einsatz der vollen Bremswirkung hinzurechnen (siehe
auch Abbildung 3-120).
Ist eine Blickzuwendung erforderlich, d.h. wenn das zu erkennende Objekt weiter als
0,5° von der Blickrichtung entfernt ist, muss insbesondere beim Nachtunfall eine
Blickzuwendungszeit von weiteren 0,3s dazugerechnet werden.
Bei diesen Zeiten gilt, dass damit nur der Reaktionsgeschwindigkeit von 50% der
Verkehrsteilnehmer
Rechnung
getragen
wird
und
dass
auch
Mehrfachentscheidungen noch nicht berücksichtigt wurden. Will man 99% der
Verkehrsteilnehmer
Rechnung
tragen,
so
sind
jeweils
noch
rund
0,3s
hinzuzurechnen.
4.2.
Aktive Sicherheit
Als aktive Sicherheit bezeichnet man Maßnahmen, die einen Unfall verhindern
sollen:
•
einfach zu kontrollierendes Fahrverhalten (siehe Übersteuern/Untersteuern
2.3.5.1)
•
ausreichende Bremsen, ausreichendes Beschleunigungsvermögen
•
gute Sichtverhältnisse (saubere Scheiben) und Beleuchtung,
•
funktionelle Betätigungshebel,
•
guter Wartungszustand des Fahrzeuges (Stoßdämpfer, Reifen,…)
•
ABS, ESP (sicherheitssteigernde aktive Steuereingriffe) (siehe 3.3.7)
•
Bremsassistent BAS (siehe auch 3.3.7) – zur Verkürzung der Schwellzeit
•
Adaptive Geschwindigkeitsregelung mit Abstandsradar
Feb. 2010
B 10009
-295•
Spurwechselassistent, Nachtsichtassistent, dynamisches Kurvenlicht, …
Schlechte Sicht – Sicherheit bei Nacht:
Sehr wichtig ist eine gute Ausleuchtung der Fahrbahn bei Nacht. Diese leidet oft
Verschmutzung
durch
der
Scheinwerfer.
Abbildung
4-6
zeigt
eine
Häufigkeitsverteilung der Verschmutzung bei verschiedenen Straßenzuständen.
Abbildung 4-7 zeigt Beleuchtungsstärken vor dem Fahrzeug bei sauberen und
verschmutzten Scheinwerfern.
Aktive Fahrzeugelemente wie:
•
Scheinwerfer – Reinigungsanlagen
•
Leitungsfähige Scheinwerferanlagen – Xenon
•
Kurvenlicht
sind deshalb ganz entscheidend für die Hebung der Sicherheit bei Nachtfahrten.
1 trockene Straße,
2 feuchte Straße,
3 feucht-schmutzige
Straße
Abbildung 4-6: Häufigkeitsverteilung der Verschmutzung von Scheinwerfern bei verschiedenen
Straßenzuständen; [ATZ22].
Feb. 2010
B 10009
-296-
1 keine Verschmutzung
2 Verschmutzung 20%
3 Verschmutzung 40%
4 Verschmutzung 60%
5 Verschmutzung 80%
6 Verschmutzung 90%
Abbildung 4-7: Verteilung der Beleuchtungsstärke 1,0 Lux vor dem Fahrzeug gemessen in
Fahrbahnhöhe bei unterschiedlich verschmutzten Abblendscheinwerfern; [ATZ22].
Zusätzliche Maßnahmen bei NFZ:
Durch speziell gestaltete Kotflügel in Verbindung mit einer Seitenverkleidung
(siehe auch 2.2.2.2) bei LKW kann die Sichtbehinderung überholender Fahrzeuge
durch Sprühnebel erheblich vermindert werden.
Abbildung 4-8: Vermeidung von Sprühnebel durch speziell angepasste LKW-Kotflügel [Wegu
GmbH]
4.3.
Passive Sicherheit
Passive Sicherheit sind Maßnahmen, die im Falle eines Unfalles positive Wirkung
zeigen:
Feb. 2010
B 10009
-297•
steife Fahrgastzelle,
•
hohe
Energieaufnahme
durch
ausreichende
Knautschzonen
an
der
Karosserie,
•
geringe Brandgefahr,
•
ausreichendes Rückhaltesystem,
•
Gestaltung des Innenraumes ohne Kanten und Vorsprünge.
4.3.1.
Crashtests und Crashvorschriften
Um Fahrzeuge bezüglich ihrer passiven Sicherheit evaluieren zu können, werden
Crashtests
durchgeführt,
welche
häufig
vorkommende
reale
Unfallarten
widerspiegeln sollen.
Häufigste Kollisionsarten sind frontale und seitliche Kollisionen, Abbildung 4-9.
Abbildung 4-9: Kollisionsart und -häufigkeit bei Unfällen mit Personenverletzung.
Abbildung 4-10 zeigt die Verteilung von Kollisionsgeschwindigkeiten bei Unfällen.
Alleinunfälle (d.h. Unfälle ohne Beteiligung eines anderen Fahrzeuges) passieren
häufiger bei hohen Geschwindigkeiten. Dagegen ist nur bei 12% aller Kollisionen
zweier PKW die Kollisionsgeschwindigkeit größer als 60km/h.
Feb. 2010
B 10009
-298-
Abbildung 4-10: Kollisionsgeschwindigkeiten bei Unfällen
Anhand solcher Statistiken wurden genormte Crashtests entwickelt, die die gezeigten
Kollisionsarten möglichst realitätsbezogen nachvollziehen.
Gesetzlich vorgeschriebene Tests gibt es in Europa, Usa, Kanada und vielen
anderen
Staaten.
Die
geltenden
Regelungen
unterscheiden
sich
teilweise
beträchtlich.
Gesetzliche EU-Normen im Vergleich zu den US - Standards sind in Abbildung 4-11
und Abbildung 4-12 dargestellt (keine NCAP-Tests).
Feb. 2010
B 10009
-299-
Abbildung 4-11: Vergleich Frontalcrash EU-Norm ECE-R 94 – US-Norm FMVSS 208; [Automobil
Revue Nr.8, 22.02.96].
Abbildung 4-12: Vergleich Seitencrash zwischen EU-Norm nach ECE-R 95 – US-Norm nach
FMVSS 214; [Automobil Revue Nr.8, 22.02.96].
Auf Basis der jeweils geltenden Gesetzgebung haben sich in den jeweiligen Ländern
Versuchsprogramme (NCAP) etabliert, die die gesetzlichen Forderungen als
Mindestkriterien zur Erfüllung der Sicherheit voraussetzen. Für eine gute Bewertung
in diesen Programmen müssen weitaus strengere Anforderungen erfüllt werden.
Feb. 2010
B 10009
-300Im Euro NCAP (New Car Assessment Programme) als europaweite Plattform sind
derzeit vier Tests zu absolvieren, aus denen sich dann eine Bewertung des
Fahrzeuges ergibt. Dazu wurde der NCAP – Frontcrash mit 40% Überdeckung auf
der Fahrerseite bei 64 km/h Anfahrtsgeschwindigkeit definiert; Abbildung 4-13 (im
Bild ein rechts gelenktes Fahrzeug – für Linkslenker gespiegelte Anordnung).
Abbildung 4-13: Frontcrash 40% Überdeckung, 64km/h; [LANG].
Weiters ist der NCAP Seitencrash für 50 km/h Anfahrtsgeschwindigkeit mit einer
deformierten Barriere festgelegt; Abbildung 4-14 (rechts gelenkt). Abbildung 4-15
zeigt einen Seitencrash bei einem Audi A6.
Abbildung 4-14: Seitencrash deformierte Barriere, 50km/h; [LANG].
Feb. 2010
B 10009
-301-
Abbildung 4-15: Seitencrash unter extremen SUV Randbedingungen; [ATZ23].
Der NCAP – Poletest simuliert „Alleinunfälle“ gegen Bäume oder Laternenmasten.
Bei 29 km/h Aufprallgeschwindigkeit auf eine Stahlsäule mit dem Durchmesser
von 254 mm; Abbildung 4-16. Ohne Kopfairbag kann dieser Test nicht bestanden
werden, weil dann der Kopf auf die Stahlsäule aufschlagen würde.
Abbildung 4-16: Poletest, Säule 254mm Durchmesser, 29km/h; [LANG].
Weiters wird noch die Fußgängersicherheit überprüft:
Feb. 2010
B 10009
-302Getestet wird der Aufprall mit Dummykomponenten, wie einem
•
Kinderkopf, einem
•
Erwachsenenkopf, dem
•
Oberschenkel und dem
•
Unterschenkel.
Es wird mit 40 km/h gefahren; Abbildung 4-17. Die Überlebenschance ist
nachzuweisen.
Abbildung 4-17: Fußgängercrash, 40km/h; [LANG].
Seit 2003 wird auch der Schutz von Kindern bewertet. Hierbei werden Kinderdummys
in den vom Hersteller empfohlenen Kindersitzen verwendet.
Die NCAP – Bewertung erfolgt mit Sternen 1 bis 5 (am besten). Verbesserungen
während der letzten 16 Jahre sind auch mit Videofilmen dokumentiert
4.3.2.
Belastbarkeit des Körpers (Body restraint)
Entscheidend für Verletzungen der Insassen bei Unfällen mit Aufprall sind die
Größen
der
auftretenden
Beschleunigungs-
und
Kraftwerte.
Die
Beschleunigungswerte werden nach den in Abbildung 4-18 angegebenen Größen
berechnet und zur Beurteilung der Insassenbelastung herangezogen.
Wesentlich sind Höhe der Verzögerungswerte und Dauer ihrer Einwirkung. Man geht
heute davon aus, dass die Beschleunigung des Kopfes maximal 80 g, der Brust
und des Beckens maximal 60 g betragen darf. Da diese maximalen
Feb. 2010
B 10009
-303Beschleunigungswerte jedoch nur für kurze Zeit tolerierbar sind, dürfen sie nicht
länger als 3 ms wirksam sein.
Der HIC-Wert (Head injury criteria) gibt die Belastung für den Kopf an. Früher
hat man bei den verschiedenen Fahrzeugen Werte von 1800 bis 3000 gemessen,
aber ab 1000 wird es lebensgefährlich. Wenn man jetzt hohe HIC-Belastungen
misst, dann arbeiten Gurt und Airbag nicht optimal zusammen. Heute werden HICWerte von 600 bis 700 gemessen. Werte über 1000 ergeben sich nur dann, wenn
der Airbag nicht öffnet.
Abbildung 4-18: Menschliche Verletzungskriterien; [ATZ24].
Abbildung 4-19 zeigt die auf den menschlichen Körper wirkenden Kräfte bei 40 g
Verzögerung bzw. 20 g Beschleunigung, d.h. Aufprall auf ein festes Hindernis mit
ca. 45 km/h Geschwindigkeit, bzw. Aufprall eines KFZ von hinten.
Feb. 2010
B 10009
-304-
Gewichtsverteilung:
Kopf 5,7 kg
Rumpf38,0 kg
2 Oberarm
5,1 kg
2 Unterarm 5,1 kg
2 Oberschenkel
17,5 kg
2 Unterschenkel
7,8 kg
2 Fuß 2,8 kg
Abbildung 4-19: Kräfte auf den menschlichen Körper bei Beschleunigung bzw. Verzögerung
von 20 g bzw. 40 g.
← Massenkräfte bei Aufprall vorne auf ein festes Hindernis (bei
ca.
45km/h)
ΣM=3280 kg
→ Massenkräfte bei Aufprall eines Kfz von hinten
(bei
ca.
45km/h)
ΣM=1540 kg
Abbildung 4-20 zeigt Dummygrenzwerte für die unterschiedlichen Köperteile.
Abbildung 4-20: Untere und obere Dummybelastungs-Grenzwerte; [LANG].
Feb. 2010
B 10009
-305-
Abbildung 4-21 zeigt den zeitlichen Verlauf der Beschleunigungen bei einem
Frontalaufprall.
Abbildung 4-21: Zeitlicher Verlauf der Beschleunigungen; [Automobil Revue Nr. 33, 8.8.96].
Konstruktiver Insassenschutz
Die Grundaufgaben aller Konstruktionen zur Erhöhung der Sicherheit bei
Automobilen sind demnach folgende:
1. Die auf eine Karosserie aufgebrachten Kräfte müssen in geeigneter Weise
weitergeleitet werden,
2. Energien
müssen
an
geeigneter
Stelle
umgewandelt
werden, um
die
Verzögerungen auf ein erträgliches Maß zu verringern,
3. Die Insassen müssen so fixiert sein, dass sie aufgrund der sich ergebenden
Verzögerungen nicht an ungeeigneter Stelle aufprallen.
Man versucht diese Grundforderung meist durch folgende Grundgestaltung der
Fahrzeuge zu erfüllen:
1. Steife Fahrgastzelle
2. Energieumwandlung an Front und Heck, wenn möglich auch an der Seite;
3. Anbringung von Sicherheitsgurten und Airbag gegen nach vorne Schleudern;
4. Anbringung von Kopfstützen gegen nach hinten Schleudern des Kopfes.
Feb. 2010
B 10009
-306Schwerer lösbar ist das Problem der Seitenkollision, da ein geringer
Deformationsweg vorliegt, kaum eine Fahrgasthalterung möglich ist, auch
gegenseitiges Verletzen der Insassen auftreten kann. In diesen Fällen ist man in
erster Linie auf Airbags in den kritischen Zonen angewiesen.
4.3.3.
Rückhaltevorrichtungen für Passagiere
(Restraint system for
passengers)
Da Trägheitsgesetze auch für Insassen, die in Fahrzeugen sitzen, gelten, werden
diese praktisch mit der Vorunfallgeschwindigkeit weiterbewegt. Es ist daher
unbedingt erforderlich, die Fahrzeuginsassen im Fahrzeug zu fixieren. Dies
geschieht zweckmäßigerweise durch Sicherheitsgurte.
Bis zu Differenzgeschwindigkeiten von 55 km/h wird das Verletzungsrisiko durch
Tragen eines Gurtes etwa um den Faktor 6, zwischen 55 - 75 km/h um den Faktor
2 reduziert.
Abbildung 4-22 zeigt die Reduktion der Verletzungshäufigkeit an verschiedenen
Körperteilen durch das Anlegen von Sicherheitsgurten.
Abbildung 4-22: Reduktion der Verletzungshäufigkeit durch Anlegen von Gurten; [LANGW].
Feb. 2010
B 10009
-307-
4.3.3.1.
Gurtsysteme (Seat-belt systems)
Abbildung 4-23, Abbildung 4-24, Abbildung 4-25 und Abbildung 4-26 zeigen nach
Versuchen von Opel den Ablauf einer Kollision mit nicht angegurteten
Heckpassagieren; schwerste Verletzungen sind die Folge.
Abbildung 4-23: Kollision mit nicht angegurteten Heckpassagieren, 1.Phase [Opel]
Feb. 2010
B 10009
-308-
Folgende Gurtsysteme werden/wurde verwendet:
Beckengurte (Lap belts)
Älteste und einfachste Gurtart.
Gefahr des "Klappmessereffektes"; besonders bei relativ kleinen Fahrzeugen mit
Verletzungen im Gesichtsbereich.
Diagonalschultergurt (Diagonal belt)
Hier besteht die Gefahr des Durchrutschens, daher heute nahezu vollständig vom 3 Punkt - Gurt abgelöst.
Feb. 2010
B 10009
-309-
Dreipunktgurt (Three-point automatic seat-belt)
Bekannte Kombination aus Becken- und Diagonalgurt, heutzutage Standard.
4-Punktgurt (Hosenträgergurt) (Four-point seat belt)
Diese Gurtart wird vor allem bei Wettbewerbsfahrzeugen verwendet. Bei üblichen
PKW erscheint die Verwendung infolge des mühsamen Anlegens nicht vorteilhaft.
Arretierung der Bandrolle
Die heute meist verwendeten Dreipunkt - Automatikgurte arretieren die Bandrolle
bei raschem Bandauszug und mittels eines dreidimensionalen Pendelsystems 4 5 ms nach einer Verzögerung von 0,2 - 0,4 g (ECE 16). So ist nach 40 ms bereits
50% der Gurtkraft erreicht. Bei 20 Grad Abweichung von der Horizontallage der Rolle
(Überschlag, aber auch steile Straße) sperrt das System ebenfalls. Einige
Ausführungen sprechen mittels Fliehgewicht nur auf schnellen Bandauszug an.
Systeme, die nur auf die Fahrzeugverzögerung ansprechen, stoßen beim Publikum
auf Misstrauen, da sie beim "Test" (sich nach vorne werfen oder am Gurt reißen)
"versagen".
Ein nachteiliger Effekt beim Automatikgurt ist der sogenannte Spuleneffekt: das
Band kann 4 - 12 cm aus der Rolle gleiten, bis alle Wicklungen des Bandes auf der
Rolle satt angezogen sind. Dieser Effekt wirkt sich gleich aus wie ein etwas lockerer
Gurt.
Moderne Automatiken sind so konstruiert, dass sie in zweifacher Hinsicht sperren,
also doppelt abgesichert sind. Am Beispiel der Automatik vom System Kangol ist dies
Abbildung 4-27 ersichtlich
Feb. 2010
B 10009
-310-
a.....Klinke (Gurtbewegung)
d.....Pendel
b.....Klinke (Verzögerung) e.....Pendelachse
c.....Gehäuse
f.....Zahnrad auf zentraler Welle
Abbildung 4-27: Funktion eines Automatikgurtes (System Kangol)
Zwei voneinander unabhängig arbeitende Sperren bieten doppelte Sicherheit:
•
Eine von der Gurtbewegung abhängige Sperre:
Der Gurt ist auf einer zentralen Welle aufgerollt. Jeder scharfe Ruck bewirkt, dass
die Zähne des Zahnrades (f) gegen den Hammerkopf der Klinke (a) schlagen.
Das bringt die Klinke in Eingriff und verhindert das Abwickeln des Gurtes. Bei
Nachlassen des Zuges klinkt eine leichte Blattfeder die Sperre aus, und der Gurt
kann wieder frei bewegt werden.
•
Eine von der Fahrzeugbewegung abhängige Sperre:
Im Gehäuse befindet sich ein kleines Pendel (d); dieses schwingt bei
Verzögerung aus und bringt die 2. Klinke b - unterhalb des Zahnrades zum Eingriff:
Das Abwickeln des Gurtes ist gesperrt. Beide Sperrvorrichtungen sind unabhängig
voneinander.
Sehr wichtig ist, dass Gurte - wie auch vorgeschrieben, nicht nur von den vorne
sitzenden
Fahrzeuginsassen,
sondern
auch
von
den
hinten
sitzenden
Passagieren getragen werden. Andernfalls werden beim Unfall die hinten sitzenden
Passagiere nach vorne geschleudert und verletzen sich selbst und die vorne
sitzenden Passagiere.
Feb. 2010
B 10009
-311Gurtstraffer – Systeme:
Gurtstraffer - Systeme, Abbildung 4-28, sind als Erweiterung und Verbesserung der
Dreipunkt-Automatik-Gurtsysteme anzusehen. Sie verringern durch Reduzierung
der Gurtlose die bei schweren Unfällen zu großen Insassen-Vorverlagerungen.
Bauprinzip
Gurtstraffer
(Beispiel)
1 vom Sensor
2 Zündpille
3 Treibsatz
4 Drahtseil
5 Zylinder
6 Kolben
7 Gurtband
Abbildung 4-28: Bauprinzip der Gurtstraffer; [BOSCH].
Dadurch wird die Differenzgeschwindigkeit Fahrzeug - Insasse und damit auch
die Belastung des Insassen reduziert. Bei den Systemen handelt es sich im Prinzip
um Einrichtungen, bei denen im Moment des Aufpralls eine kleine pyrotechnische
Zündpille (2) gezündet wird. Diese hebt durch den explodierenden Treibsatz (3) den
Kolben (6) in den Zylinder (5). Durch die Kolbenbewegung wird das Drahtseil (4)
angezogen, welches das Gurtband (7) aufrollt. Das Zündsignal wird durch einen
Sensor (1) gegeben, der anhand der Größe der am Fahrzeug auftretenden
Veränderungen (je nach Sensortyp Geschwindigkeitsveränderung, Beschleunigung
oder Deformation) den Aufprall identifiziert.
4.3.3.2.
Sicherung von Kindern (Safety for children)
Die Sicherheit von Kindern gegen Nachvorschleudern bei Unfällen ist noch wichtiger
als bei Erwachsenen. Kinder werden in 70% der Fälle schwerer, in 20% gleich und
in 10% weniger schwer als Erwachsene verletzt.
Feb. 2010
B 10009
-312Der
größten
eindeutig
Verletzungsgefahr
ist
der
Schädel-Hirn-Bereich
ausgesetzt. Die Verletzungshäufigkeit bei Kindern bis 10 Jahren liegt hierfür mit 84%
weit über der von Erwachsenen mit 43%, Abbildung 4-29.
Daher ist der Schutz des Kopfbereichs von Kindern besonders dringlich. Durch die
ungünstigen Massenverhältnisse und die noch nicht abgeschlossene Entwicklung
des knöchernen Schädels als Schutzhülle ist die Gefährdung der Hirnsubstanz
besonders groß.
Abbildung 4-29: Verletzungshäufigkeit verschiedener Körperteile in Prozent bei Kindern und
Erwachsenen; [ATZ28].
Die verglichen mit dem Körpergewicht hohe Kopfmasse im kindlichen Alter
verlangt
im
Falle
eines
Aufpralls
von
der
Hals-Nacken-Muskulatur
eine
Widerstandskraft, die noch weniger als beim Erwachsenen gegeben ist. Die Kräfte
der Hals-Nacken-Muskulatur liegen bei 10jährigen Kindern um ca. 40% unter
denen bei Erwachsenen gleichen Geschlechtes, während die Kopfmasse nur um
ca. 20% geringer ist.
Zur Kindersicherung im Fahrzeug werden Kindersitze verwendet.
Kindersitze werden in ECE-Normgruppen eingeteilt:
•
Normgruppe 0+: 0 bis 13kg Gewicht, Sitzschale mit Anbringung gegen die
Fahrtrichtung.
•
Normgruppe 1: 9-18kg bzw. 1-4 Jahre. Weitgehend geschlossene Schale mit
Einbau in Fahrtrichtung.
Feb. 2010
B 10009
-313•
Normgruppe 2/3: 15-36 kg und bis 150cm Körpergröße. Sitzkissen mit
Rückenlehne, Verwendung des normalen Dreipunktgurtes in Verbindung mit
Gurtführungen im Beckenbereich.
Abbildung 4-30 zeigt links einen Kindersitz der Normgruppe 1, der mit dem normalen
Sicherheitsgurt oder einem Isofix-System befestigt werden kann; rechts ein
Kindersitz nach Normgruppe 2/3 mit Rückenlehne.
Abbildung 4-30: Rückhaltesysteme für Kinder verschiedenen Alters; links: 1 - 4 Jahre, rechts:
unter 150 cm Körpergröße [ADAC].
Abbildung 4-31 zeigt die resultierenden Kopfverzögerungen bei verschiedenen
Bauarten
von
rückwärtssitzend
Kindersitzen.
angebracht;
Besonders
vorteilhaft
selbstverständlich
ist
sind
der
Schalensitz
entsprechende
Verankerungsmöglichkeiten erforderlich.
Für den Fall, dass ein Beifahrer-Airbag vorhanden ist, muss dieser vor Anbringung
des Rückwärtssitz-Kindersitzes deaktiviert werden. Andernfalls besteht die
Gefahr des nach Rückwärts-Schleudern des Sitzes.
Feb. 2010
B 10009
-314-
Abbildung 4-31: Resultierende Kopfverzögerungen und -wege bei verschiedenen Bauarten von
Kindersicherungseinrichtungen; [ATZ28].
Leider zeigt sich nach Untersuchungen des Kuratoriums für Verkehrssicherheit, dass
nur 45,95% der Kinder im Kindersitz transportiert werden, weitere 46,45% sind
angegurtet, der Rest wird ungesichert im Auto mitgenommen (7,59%). Die meisten
Eltern verkennen und/ oder verdrängen die Unfallgefahr.
In Österreich besteht seit 1.1.1994 für Kinder unter 12 Jahren und unter einer
Körpergröße von 1,5m die Pflicht zur Verwendung spezieller Rückhalteeinrichtungen.
Die Umsetzung eines Verkaufsverbotes für Kindersitze in Österreich, welche die
Sicherheitsnorm 44-04 nicht erfüllen ist derzeit in Planung (betrifft auch
Privatverkäufer).
4.3.4.
Airbag (Airbag)
Ein besonders wirksamer Schutz von Fahrer und Beifahrer wird durch den
sogenannten Airbag erreicht. Im Falle einer Front-Kollision bläst eine durch
Feb. 2010
B 10009
-315Deformationsfühler und /oder Verzögerungssensoren gezündete Sprengladung
mittels eines Festtreibstoff-Gasgenerators ein poröses Nylonkissen vor dem
Insassen in 25 - 35 ms unter einer Geräuschentwicklung von über 120 db auf. Beim
Körperaufprall fällt das Kissen energieaufnehmend und ohne die Sicht nach vorne zu
beeinträchtigen, wieder in sich zusammen, Abbildung 4-32.
Abbildung 4-32: Airbag - System für den Fahrer in aufgeblasenem Zustand [AUDI]
Als Schutz gegen ein Untertauchen kann ein zweiter Sack innerhalb des großen
Kissens, der aufgeblasen bleibt, oder ein spezielles Kniepolster oder ein normaler
Beckengurt verwendet werden.
Als Vorteil des Airbags sind zu nennen:
•
voll passives System;
•
Kraftverteilung auf den ganzen Körper;
•
geringere Halswirbelsäulenbelastung;
•
niedrigere Verletzungswerte
beim
zentralen
Stoß auch
bei hohen
Geschwindigkeiten.
Nachteilig ist:
•
Beim Heckaufprall ist kein sicheres Auslösen garantiert, sodass ein Insasse
in der Sekundärphase des Aufpralls nach vorne geschleudert werden kann.
•
Bei einer Mehrfachkollision ist durch den Airbag keine Sicherheit mehr
gewährleistet.
Dennoch überwiegen eindeutig die Vorteile dieses Systems. Die beste Lösung ist
die Kombination Airbag plus Dreipunktgurt.
Feb. 2010
B 10009
-316-
Im Gegensatz zu Europa gibt es in den USA keine generelle Gurtanlegepflicht.
Demzufolge beträgt die Anlegerate dort nur etwa 30 %. Der Gesetzgeber in den USA
hat deshalb mit dem Modeljahr 1990 passive Rückhaltesysteme vorgeschrieben.
Diese zeichnen sich dadurch aus, dass die Schutzwirkung passiv, d.h. ohne Zutun
des Fahrers erreicht wird. Eine Ausführung im Sinne des US-Gesetzes ist der Airbag.
Die
Größe
des
US-Airbags
muss
dabei
so
ausgelegt
sein,
dass
die
Belastungswerte auch eines nicht angegurteten Insassen die von der Behörde
vorgegebenen Grenzwerte einhalten. Die Testgeschwindigkeit beträgt dabei 30
mph (ca. 48 km/h) bei einem Aufprall frontal gegen eine starre Wand.
Ein 1992 vorgestellter neuer europäischer Airbag basiert demgegenüber auf dem
angelegten Dreipunktgurt und ist in seiner Schutzwirkung darauf optimiert. Ein
Großteil der kinetischen Energie der Insassen wird weiterhin durch den Gurt
aufgenommen, so dass der europäische-Airbag speziell Brust und Kopf vor
Aufschlag
auf
harte
Fahrzeuginnenteile
schützt.
Mit
der
geringeren
Energieaufnahme geht ein deutlich reduziertes Sackvolumen einher, ohne dass
dadurch die Schutzwirkung im Vergleich zu dem US-Airbag reduziert ist, Abbildung
4-33.
Abbildung 4-33: Airbag von VW; [ATZ29].
Feb. 2010
B 10009
-317Der europäische - Airbag optimiert damit den Schutz durch den Dreipunktgurt
und schafft in dieser Kombination ein sehr wirksames Insassenschutzsystem für
Fahrer und Beifahrer zu einem günstigen Preis.
Das Fahrermodul, Abbildung 4-34 enthält als Einheit den Topfgasgenerator, das
Luftkissen, die Modulklappe sowie notwendige Montageteile. Die komplette Einheit
wird mit zwei schräg angesetzten Befestigungsschrauben zentral im Lenkrad
verschraubt. Die beiden Huptasten sind außerhalb des Moduls in den oberen
Lenkradspeichen.
Aminotetrazol
N
N
NH
N
C
NH2
Abbildung 4-34: Airbagmodul Fahrerseite; [ATZ30].
Der Gasgenerator enthält einen Feststofftreibsatz auf der Basis von Natriumacid
(NaN3). Im Auslösefall aktiviert der Sensor den elektrischen Brückenzünder und leitet
damit die chemische Umsetzung des Treibmittels ein. Als Füllgas entsteht Stickstoff,
der als Hauptbestandteil der Atemluft für den Insassen vollkommen ungefährlich ist.
Auch Aminotetrazol (AT) wird verwendet. Dazu werden Natriumnitrat und
Kaliumperchlorat als Sauerstoffträger eingesetzt.
Der unbeschichtete Luftsack (ca. 35 l) ist kompakt zusammengefaltet und sorgt damit
für den geringen Bauraum des gesamten Moduls. Die Abdeckkappe hat eine von
außen nicht sichtbare Aufreißnaht, die beim Entfalten des Sackes gezielt aufreißt.
Feb. 2010
B 10009
-318Das wartungsfreie Modul wird vor der Verschrottung des Fahrzeuges gezündet und
die Einzelkompenten anschließend rezykliert.
Das Beifahrermodul, Abbildung 4-35 enthält die gleichen Systemkomponenten wie
das Fahrermodul. Da der Luftsack der Beifahrerseite jedoch eine wesentlich
größere Fläche abdecken muss (von Beifahrertür bis zum Instrumenteneinsatz in
Armaturentafel), wird ein deutlich größeres Sackvolumen erforderlich (65 l). Der im
Vergleich zum Fahrersystems (im Lenkrad) weiter vorne angeordnete Sack (anstelle
des Handschuhkastens) schafft einen größeren Abstand zum Beifahrer, so dass der
Airbag im Vergleich zum Fahrerairbag erst etwas später aufgeblasen sein muss. Bei
ähnlichen Füllzeiten beider Bags kann die Zündung deshalb 10 ms verzögert
erfolgen. Die damit verbundenen Aufblasgeräusche sind im Vergleich zu der
gleichzeitigen Auslösung beider Bags verringert.
Abbildung 4-35: Airbagmodul Beifahrerseite; [ATZ30].
Das Auslösegerät, Abbildung 4-36 zentral auf dem Tunnel im vorderen Fußbereich
und damit geschützt in der Fahrgastzelle montiert. Dieser Einbauort wurde gewählt,
um einerseits einen zentralen Punkt für die sichere und rechtzeitige Detektierung
eines Crashs zu gewinnen und andererseits die erforderliche Leitungsverlegung
einfach zu gestalten.
Feb. 2010
B 10009
-319-
Abbildung 4-36: Zentrales Auslösegerät auf vorderem Tunnel; [ATZ30].
Das Auslösegerät enthält neben dem eigentlichen Beschleunigungsaufnehmer
einschließlich
der
folgenden
Auswerteelektronik
(Sensor)
auch
eine
Diagnoseeinheit. Der Sensor bewertet das eigentliche Crashgeschehen und
veranlasst bei Bedarf die Zündung beider Gasgeneratoren.
Zwischen der Unfallschwere und dem gemessenen Verzögerungssignal
besteht kein mathematisch einfacher Zusammenhang. Dabei ist die alleinige
Betrachtung von Maximalverzögerungen keinesfalls ausreichend, einen Crash richtig
zu beurteilen.
Erst weitergehende mathematische Interpretationen, die an dieser Stelle nicht
detailliert wiedergegeben werden können, erlauben die richtige Crashbeurteilung.
Das Airbag - Auslösegerät muss sehr hohen Anforderungen an Zuverlässigkeit und
Sicherheit entsprechen.
Um
die
meist
besonders
kritischer
Seitenaufprallunfälle
zu
mildern
sind
Seitenairbags ein wichtiges Sicherheitselement. Abbildung 4-37, Abbildung 4-38
und Abbildung 4-39 zeigen die Lösungen von Volvo, BMW und Porsche.
Feb. 2010
B 10009
-320-
Abbildung 4-37: Side Air Bag von Volvo
Abbildung 4-38 : Side Air Bag von BMW
Abbildung 4-39: Side Air Bag von Porsche
Feb. 2010
B 10009
-321-
4.3.5.
Kopfstützen (Head rests)
Gut mit dem Sitz verbundene Kopfstützen auf richtiger Höhe montiert, können die
Zahl und Schwere der Verletzungen im Halsbereich entscheidend vermindern,
Abbildung 4-40. Kopfstützen sind beim Heckaufprall eine wichtige Unterstützung für
die Halswirbelsäule. Sie sind allerdings nur bei korrekter Einstellung gegen das
Schleudertrauma wirksam.
Abbildung 4-40: Richtige Einstellung der Kopfstützen
Aktive Kopfstützen verringern während des Crashs den Abstand zum Hinterkopf und
verbessern dadurch deutlich ihre Wirkung. Der Auslösemechanismus kann rein
mechanisch
erfolgen
(über
eine
Verstellung,
welche
durch
die
relative
Rückwärtsbewegung des Körpers in den Sitz hinein betätigt wird) oder durch
Zündung eines Gasgenerators.
Abbildung 4-41: Aktive Kopfstütze [Opel]
Feb. 2010
B 10009
-322-
4.3.6.
Energieabsorption durch das Fahrzeug
4.3.6.1.
Einfluss der Masse des Fahrzeuges
Beim frontalen Stoß gegen eine feste Barriere, gibt es bezüglich des dynamischen
Deformationsweges kaum einen Unterschied, der sich aus der Masse des
Fahrzeugs ergibt. Beim Barrierenaufprall muss die vorhandene Energie in
Deformationsarbeit umgesetzt werden. Es gilt:
s
m * v / 2 =∫ Fm ds ≈ Fm * s = m * a m * s (45)
2
1
0
Daraus folgt:
v12 / 2 =a m * s
(46)
mit m = Masse des aufprallenden Fahrzeuges,
v1 : Aufprallgeschwindigkeit
Fm : Deformationskraft
s : Deformationsweg
am : Verzögerung
Näherungsweise ist beim Aufprall der Deformationsweg proportional dem Quadrat
der Geschwindigkeit bei gleicher mittlerer Verzögerung.
Nach
Messungen
von
VW
liegt
beim
50
km/h
-
Wandaufprall
der
Deformationsweg bei leichteren und schwereren Fahrzeugen zwischen 0,4 m und
0,8 m.
Der 0o - Aufprall ergibt die höchste mittlere Maximalverzögerung. Beim Aufprall eines
Fahrzeuges gegen ein festes Hindernis hat die Masse des Fahrzeuges kaum
Einfluss auf die auftretenden Verzögerungen, Abbildung 4-42.
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-323-
Abbildung 4-42: Verformung in Abhängigkeit von der Fahrzeugmasse beim frontalen
Wandaufprall mit 30 mph; [ATZ24].
Anders ist dies bei der Kollision Fahrzeug gegen Fahrzeug; hier erleiden die
Insassen des schwereren Fahrzeuges im allgemeinen geringere Verzögerungen
bzw. Verletzungen, Abbildung 4-43.
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-324-
Abbildung 4-43: Kopfverzögerung des Fahrers bei verschiedenen Fahrzeugtypen; [Auto, Motor
und Sport 10/1981].
4.3.6.2.
Zur Gestaltung von Trägern
Die Gestaltung von Trägern hinsichtlich Sicherheit profitiert von der Nutzung des
Prinzips des autogenen Faltbeulens. Dieses Prinzip basiert auf einer Theorie von
Timoshenko.
Danach
entstehen
bei
sogenannter
überkritischer
Verformungsgeschwindigkeit in einem quadratischen Stahlrohr regelmäßig
Falten, deren Länge der Breite des Rohres entspricht, Abbildung 4-44.
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-325-
Abbildung 4-44: Autogenes Faltbeulen eines Rohres; [ATZ26].
Die mittlere Faltbeulkraft errechnet sich aus der plastischen Biegetheorie, Abbildung
4-45.
Abbildung 4-45: Schematische Darstellung des Faltens; [ATZ26].
Die Faltbeulkraft ist abhängig vom Quadrat der Wandstärke, aber unabhängig
von der Breite des Rohres.
4.3.6.3.
Frontalcrash -Sicherheit
Konstruktionsmerkmale:
•
Sicherheitskarosserie mit hochfester Fahrgastzelle zur weitest gehenden
Erhaltung des Überlebensraumes bei allen Unfallarten;
•
große Deformationszonen im Vorbau und Heckbereich;
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-326•
Gabelträgerstruktur am Übergang Vorbau/Fahrgastzelle zur Verteilung der
Aufprallkräfte in die tragende Längsstruktur der Fahrgastzelle, nämlich
Fahrzeugboden, Seitenwandstruktur und Gelenkwellentunnel, Abbildung 4-46.
Der gleichmäßige Kraftfluss vermeidet hohe örtliche Verformungen der Stirnwand
besonders in dem für die Insassen wichtigen Fußauflagebereich. Im Gegensatz
zum nicht verzweigten Längsträgeranschluss an der Fahrgastzelle sind die lokal
einwirkenden Kräfte deutlich geringer. Die eingeleiteten Kräfte werden an der
Fahrgastzelle abgestützt:
Abbildung 4-46: Gabelträgerstruktur zur Verteilung der Aufprallkräfte in Boden, Seitenwand
und Tunnel mit lastverteilendem Vorderachsträger; [ATZ25].
Bei der Umwandlung der kinetischen Energie in Deformationsarbeit ergibt sich ein
Kraft- bzw. Beschleunigungsverlauf, wie in Abbildung 4-47 dargestellt. Dieser kann in
drei Phasen eingeteilt werden:
•
Fußgängerschutzzone + Bagatell-Unfälle: Die Deformationskräfte werden
dabei gezielt in eine Prallstoßfänger- bzw. Stülprohrkonstruktion eingeleitet.
•
Kompatibilitätszone zum Selbstschutz und Kontrahendenschutz (bei schweren
Fahrzeugen weichere Auslegung als bei Leichten)
•
Selbstschutzzone:
Ansteigende
Steifigkeit
der
Bauelemente,
um
die
Fahrgastzelle (Überlebensraum) stabil zu halten. Dadurch auch erhöhtes
Kraftniveau.
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-327-
Abbildung 4-47:Deformationszonen und Kraftniveaus an der PKW-Vorbaustruktur [KRAMER]
Abbildung 4-48 zeigt die Verformung eines PKW beim Frontalaufprall mit einer
Geschwindigkeit von 50 km/h auf ein festes Hindernis.
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-328-
Abbildung 4-48: Verformung Frontalaufprall [Werkbild Audi]
Man erkennt, wie wenig die Fahrgastzelle verformt wird, obwohl der Bereich der
Motorhaube weitgehend komprimiert wird.
Abbildung 4-49 zeigt das Entsprechende bei einem asymmetrischen Aufprall. Auch
hier erkennt man die Wichtigkeit eines wirkungsvollen Schutzes der Insassen in der
Fahrgastzelle.
Abbildung 4-49: Verformung bei asymmetrischem Aufprall [Werkbild Daimler - Benz]
Abbildung 4-50 zeigt schließlich das Entsprechende bei einem Heckaufprall. Der
Fahrzeugüberschlag wird durch zweifache Rotation des Fahrzeuges im
dynamischen Versuch ebenfalls überprüft, zusätzlich zu den zahlreichen statischen
bzw. quasi-statischen Versuchen.
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-329-
Abbildung 4-50: Heckcrash: gewünschtes Verhalten, die Fahrgastzelle bleibt unbeeindruckt,
der Kraftstofftank mit 70 Liter Inhalt sitzt geschützt über der Hinterachse [Werkbild Daimler Benz]
Abbildung 4-51 zeigt die wichtigsten Strukturelemente im Vorbaubereich der SKlasse 1999.
Abbildung 4-51: Die wichtigsten Strukturelemente der Fahrzeugfront; [ATZ10].
Die folgende Aufzählung sei als Beispiel für effektive Maßnahmen zur
Energieabsorption angeführt:
Am Fahrzeugboden:
ist die Fortsetzung des vorderen Längsträgers mit einem auf den Boden zusätzlich
aufgesetzten höherfesten Trägerprofil gegeben, das sich wiederum am seitlichen
Längsträger abstützt
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-330An der Seitenwandstruktur:
verstärkte,
biegesteife
A-Säule
mit
Abstützung
am
drucksteifen
und
mit
durchgehenden Kantensicken versehenen großvolumigen seitlichen Längsträger, wie
auch
am
großvolumigen,
stark
längsversickten
und
zusätzlich
verstärkten
Gelenkwellentunnel.
Zugfester Querverband:
vorn, um die beim Offset aufprallabgewandte Vorbauseite mit zur Energieaufnahme
heranzuziehen. Ein wesentlicher Bestandteil dieses zugfesten Querverbandes ist der
lastverteilende Vorderachsträger, Abbildung 4-52. Der elastisch zur Karosserie
gelagerte Vorderachsträger wird bei Frontalkollisionen ab mittlerer Verformungstiefe
relativ zur Fahrgastzelle verschoben, bleibt dabei aber fest mit der Karosserie
verbunden
und
absorbiert
durch
seine
eigene
Verformung
zusätzliche
Aufprallenergie.
Abbildung 4-52: Ansicht der Vorbaustruktur von unten: Quasistatischer 40%-OffsetDruckversuch mit abgleitendem Vorderachsträger; [ATZ25].
Lenkungs-Verschiebungswerte
Entscheidend für niedrige Lenkungs-Verschiebungswerte ist die Aufhängung des
Mantelrohres und damit des Lenkrades, Abbildung 4-53. Die Entkoppelung des
Lenkrades vom Deformationsbereich durch ein verformbares Wellrohr in der
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-331Lenkspindel sorgt für geringe Lenkungs-Verschiebungswerte auch bei harten
asymmetrischen Frontalkollisionen.
Abbildung 4-53: Hochfester Rohr-Querträger-Verband zur Aufhängung der Lenkung; [ATZ25].
Nebenaggregate im Motorraum crashgerecht
Zur Vermeidung von verformungsbehindernden Blockbildungen im Vorbau sind die
Nebenaggregate im Motorraum crashgerecht ausgelegt und untergebracht. Nicht
verformbare Aggregate sind möglichst dreh-, kipp- oder verschiebbar
angeordnet. Nachfolgend hiezu einige Beispiele:
Abbildung 4-54 zeigt wie die Pedal-Einheit bei größerer Vorbaudeformation eine
Schwenkbewegung nach vorn zur Stirnwand weg vom Fahrer ausführt.
Abbildung 4-54: Bei Vorbauverformung schwenkt die Pedaleinheit vom Insassen weg; [ATZ25].
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-332Die ABS/ASR-Hydraulikeinheit wird aus dem sich beim Aufprall verengenden
Raum zwischen Radeinbau und Stirnwand an einer schiefen Ebene nach oben
herausgeschoben und behindert dadurch nicht die Deformation und die
Energieaufnahme des Vorbaus, Abbildung 4-55.
Abbildung 4-55: Vermeidung von blockbildenden Aggregaten im Motorraum: ABS/ASRHydraulikeinheit schiebt sich nach oben aus der Deformationszone heraus; [ATZ25].
Weitere Sicherheitsmerkmale:
•
Innenraum möglichst glattflächig und nachgiebig gestalten;
•
Kraftstoffbehälter geschützt über der Hinterachse;
•
crashsichere Anordnung der Kraftstoffleitungen und kurzschlusssichere
Verlegung von elektrischen Leitungen;
LKW Frontschutzsysteme (Front guard systems)
Die Besonderheiten des LKW - PKW - Zusammenstoßes liegen darin, dass der
LKW gegenüber dem PKW
•
eine sehr große Masse hat,
•
seine Strukturen steifer sind,
•
seine Form offener ist.
Bei einer Kollision LKW - PKW kann daher der PKW seine Deformationsstrukturen
nicht in wünschenswertem Umfang einsetzen, vielfach "unterfährt" der PKW den
LKW, Abbildung 4-56. Außerdem verformt sich der LKW kaum, sodass die
kinetische Energie beim Aufprall weitgehend vom PKW in Deformation
umzusetzen
ist,
weiterhin
erfährt
der
PKW
die
weitaus
größere
Geschwindigkeitsänderung. Daher geben LKW - PKW - Unfälle meist zu ungunsten
der PKW - Insassen aus.
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-333Wichtig ist daher der LKW-Unterfahrschutz.
Abbildung 4-56: Frontalaufprall zwischen PKW und LKW; [ATZ27].
In
Forschungsarbeiten
der
TU
-
Berlin
(Prof.
Appel)
wurden
daher
energieaufnehmende Deformationselemente für den LKW - Frontbereich
entwickelt, die in ihrer Steifigkeit der "Knautschzone" von PKW angepasst wurden.
Abbildung 4-57 und Abbildung 4-58 zeigen Frontschutz - Deformationselemente und
ein vorderes LKW - Rahmenteil mit Tragrahmen und Deformationselementen. Erste
Versuchsergebnisse zeigen gute Ergebnisse zur Verbesserung der Situation.
Abbildung 4-57: Frontschutz-Deformationselemente; [ATZ27].
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-334-
Abbildung 4-58: Vorderes LKW-Rahmenteil mit Tragrahmen und Deformationselementen;
[ATZ27].
4.3.6.4.
Seitenkollision
Aufgrund der größeren Fahrzeugbreite sind größere Verformungswege auch in
der Seitenwand möglich, ohne dass der Insasse sofort von der eindringenden
Struktur beaufschlagt wird. Den extremen Beanspruchungen der Fahrgastzelle wird
durch einen hochbelastbaren Seitenwandverband sowie durch eine Reihe von
querversteifenden Maßnahmen Rechnung getragen. Die Seitenwand bildet einen
hochfesten Zugverband, Abbildung 4-59.
Abbildung 4-59: Schnittkarosserie der S-Klasse; [ATZ25].
•
Die
A-,
B-
und
C-Säulen
sind
von
gestaltfester,
biegesteifer
Querschnittsform und zusätzlich verstärkt.
•
Die kraftflussgerecht ausgerundeten Anschlüsse zum seitlichen Längsträger
und zum seitlichen Dachrahmen sorgen für eine hohe Abrissfestigkeit.
•
Die Türen überdecken die Säulen beziehungsweise die Schweller großflächig
und formschlüssig. Dadurch können sich die Türen bei einer seitlichen
Kollision regelrecht in der Seitenwand verkrallen.
Feb. 2010
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-335Die Türen sind mit den stabilen Türscharnieren, den Keilzapfen-Türschlössern
•
und den Schließösen extrem fest mit den Säulen verbunden. Ein
Massenausgleich an den Türschlössern wirkt bei Seitenkollision mit hohen
Querbeschleunigungen gegen ein unbeabsichtigtes Öffnen der Türen durch
Massenkräfte.
Die Querfestigkeit der Bodenanlage wird durch zusätzliche Querträger unter dem
Fahrer- und Fondsitz sowie in Querrichtung durch drucksteife Sitze erhöht. Die hohe
Quersteifigkeit der Bodenanlage wird durch die Fortführung der Querträger mit einer
Tunnelbrücke gewährleistet. Eine Kraftweiterleitung auf die aufprallabgewandte
Seite zur Abstützung ist damit möglich, Abbildung 4-60.
Abbildung 4-60: Querversteifung der Bodenanlage durch Fahrersitz-Querträger und zusätzliche
Schottbleche; [ATZ25].
4.3.7.
Für
Fußgängerschutz (Pedestrian protection)
die
große
Gruppe
Schutzmöglichkeiten
bei
der
Fußgänger
Kollisionen
mit
gibt
KFZ.
Der
es
nur
Grund
beschränkt
liegt
in
den
unterschiedlichen "mechanischen Eigenschaften" der Konfliktpartner,
•
Festigkeiten,
•
Massenverhältnissen, aber auch in der
•
Altersverteilung der verunfallten Fußgänger, und den sich daraus ergebenden
•
Größenverhältnissen.
Feb. 2010
B 10009
-336-
Ein besonders wichtiges Thema für die Zukunft ist die Gestaltung der
Außenteile des Fahrzeuges:
•
Stoßstange,
•
Vorderkante,
•
Haube,
•
Fronthaube und
•
Scheinwerfer.
Hervorspringende
und
scharfkantige
Bauteile
sind
für
Kollisionen mit Fußgängern ungünstig. Günstig sind nachgebende Teile der
KFZ -Frontpartie.
•
Verzicht von aufgesetzten Zier- und Aerodynamikteilen;
Die Belastungen eines aufprallenden Fußgängers oder Zweiradfahrers werden
durch folgende Konstruktionsmerkmale gemildert:
•
glatte, stark angeschrägte Stirnfläche mit abgerundeter MotorhaubenVorderkante;
•
nahezu glattflächiger Übergang zum Stoßfänger mit energieabsorbierender
Schaumauflage und nachgiebiger Außenverkleidung mit tief angeordneter
Erstkontaktstelle;
•
in großen Bereichen leicht verformbare Motorhaube mit nachgiebig
gestalteten
Fugenbereichen
Verformungsweg
für
den
zu
den
Kotflügel
Vorderkotflügeln,
ist
vorhanden;
ausreichender
Nachteil:
harte,
unnachgiebige Aggregate direkt unterhalb der Motorhaube.
•
bündig eingeklebte Front- und Heckscheibe sowie außenhautbündige
Seitenscheiben;
•
glattflächig und klappbar gestaltete Außenspiegelgehäuse;
•
Scheibenwischerachsen von der Motorhaube abgedeckt.
•
Detektieren des Aufpralls und Anheben der Motorhaube (Schaffen von Platz
unterhalb der Motorhaube, damit diese sich besser verformen kann). Auch
Airbags im Außenbereich sind in der Entwicklung.
Feb. 2010
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-337-
Abbildung 4-61: Fußgängerschutz durch Anheben der Motorhaube [MIDR]
Abbildung 4-62: Maßnahmen zum Fußgängerschutz – Erfüllung der Kopfanprallanforderungen
EU Phase 1 [Daimler 2006]
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-338-
4.3.8.
Sicherheit von Krafträdern (Safety of motorcycles)
Das Kraftrad hat vergleichsweise hohe Fahrleistungen, stabilisiert sich in der Fahrt
auf viel komplexere Weise als das Automobil und ist bei Erschöpfung des
Kraftschlusses nur eines Rades sturzgefährdet, darüber hinaus sehr verletzlich bei
Kollisionen und in hohem Maße auf ein positives Mitwirken des Fahrers angewiesen.
Beim Bremsen von Krafträdern gibt es folgende Besonderheiten:
•
Unter anderem wegen eines vergleichsweise großen Verhältnisses der
Schwerpunkthöhe zum Radstand sowie wegen der Art und möglichen
Anordnung der "Nutzlast" ändern sich die Radlasten beim Bremsen stärker als
bei anderen schnellen Kraftfahrzeugen.
•
Die Bremskräfte werden bis auf wenige Ausnahmen vom Fahrer auf die
Fahrzeugräder verteilt. Das Blockieren insbesondere des vorderen Rades
kann leicht zum Sturz führen.
Eine vom Fahrer nicht beeinflussbare, lastangepasste Bremskraftverteilung einer
sogenannten Integralbremse kann die Bremssicherheit für den Normalfahrer deutlich
anheben.
Der passive Schutz des Motorradfahrers ist stark eingeschränkt. Ein Mindestmaß an
Sicherheit bieten Helm, Kleidung, Handschuhe und Stiefel.
Anforderungen an Schutzkleidungsmaterialien:
Ein hoher Verschleißwiderstand (keine Lochbildung), ein hoher Reibwert (Fahrer
muss hinter der Maschine herrutschen) und eine gute Wärmeisolierung (Vermeidung
von Hautverbrennungen durch Reibungshitze) sind die wichtigsten Eigenschaften.
Hinsichtlich der passiven Sicherheit, geben Abbildung 4-63, Abbildung 4-64 und
Abbildung 4-65 Auskunft über die beim einspurigen KFZ auftretenden Verhältnisse.
Abbildung 4-63 zeigt ein Verletzungsmuster bei einer Streifkollision. Man erkennt,
dass auch bei relativ leichten Kollisionen zwischen einem einspurigen und einem
mehrspurigen KFZ der Lenker des einspurigen KFZ verletzt wird.
Feb. 2010
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-339Das Aufprallschema bei seitlichem Aufprall eines einspurigen KFZ gegen einen PKW
und einen LKW zeigt Abbildung 4-64. Auch hier erkennt man, dass der Lenker des
einspurigen KFZ auch leichte Unfälle nicht unverletzt überstehen wird. Man ist
bestrebt,
seitliche
Verletzungen
bei
Streifkollisionen
durch
sogenannte
Abstandshalter am Motorrad zu verringern.
Abbildung 4-63: Verletzungsmuster bei
Abbildung 4-64: Aufprallschema bei
Seiten- und Streifkollision [GAUK].
seitlichem Aufprall gegen einen PKW und
einen LKW [GAUK]
Günstig wirkt sich auf die Verletzungsschwere aus, wenn man durch entsprechende
Aufbaugestaltung die Flugbahn des Lenkers des einspurigen KFZ bei Kollisionen
anhebt, sodass der Lenker wie in Abbildung 4-65 gezeigt, gegebenenfalls über das
gegnerische
KFZ
hinüberkatapultiert
wird
und
nicht
direkt
gegen
seinen
Kollisionsgegner geschleudert wird.
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B 10009
-340-
Abbildung 4-65: Anhebung der Flugbahn durch Kniepads [GAUK].
Wie die Bilder zeigen sind wirkungsvolle passive Sicherheitsmaßnahmen an
einspurigen KFZ nur in beschränktem Umfang möglich.
4.3.9.
Untersuchung des Crashverhaltens
Bei der Entwicklung von Karosseriestrukturen hat sich die Methode der Finiten Elemente sehr bewährt. Abbildung 4-66 zeigt die detaillierte Aufteilung der
Gesamtstruktur eines PKW in Finite Elemente.
Das elastische und plastische Verhalten der Gesamtkarosserie hat wesentlich
Einfluss auf die Unfallschwere. Im eigentlichen Sinne gibt es keine steife
Karosserie, sondern nur Elemente mit unterschiedlichen und - bei guter Auslegung aufeinander abgestimmten Elastizitätsverhältnissen.
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-341-
Abbildung 4-66: Finite – Elemente – Modell zur Berechnung der Crashsicherheit eines Opel
Astra, 2.5 Mio Elemente [KRAMER].
Abbildung 4-67 zeigt das Ergebnis eines simulierten Aufpralls auf eine Barriere.
Neben der Verformung der komplexen Fahrzeugstruktur wird auch das Verhalten der
Dummys mitberechnet.
Abbildung 4-67: Crashtest im Rechner; [KRAMER].
Feb. 2010
B 10009
-342Abbildung 4-68 und Abbildung 4-69 zeigen wie gut Rechen- und Versuchsergebnisse
übereinstimmen.
Abbildung 4-68: Vergleich zwischen Versuch und Berechnung bei einem 40% Offset-Crash (1)
Abbildung 4-69: Vergleich zwischen Versuch und Berechnung bei einem 40% Offset-Crash (2)
Abbildung 4-70, Abbildung 4-71 und Abbildung 4-72 zeigen das Ergebnis der
Bemühungen zur Erhöhung der Sicherheit beim 40 %-Offset-Test mit 55 km/h, beim
50 %-Heckoffset mit 1600 kg-Stoßwagen mit 50 km/h und beim Fahrzeugüberschlag.
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-343-
Abbildung 4-70: 40%-Offset, 55km/h; [ATZ25].
Abbildung 4-71: 50%-Heckoffset mit 1600kgStoßwagen 50 km/h; [ATZ25].
Abbildung 4-72: Fahrzeugüberschlag in Phasenbildern; [ATZ25].
Feb. 2010
B 10009
-344-
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Dipl.-Ing.
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Dr.-Ing.
doppeltaufgeladene
Dirk
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Vorlesungsumdruck
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Feb. 2010
B 10009
-352-
6. Stichwortverzeichnis
ABS
Beugewinkel .................................. 108
PKW ............................................ 225
ABS Antiblockiersystem .................. 225
Blattfedern...............................119, 137
ABS-Bremsung ............................... 103
Achskinematik .................................. 88
Ackermannbedingung ..................... 106
Adhäsion........................................... 52
air pumping ................................. 38, 39
BMW - Motoren GmbH Steyr ........... 10
Bodenkontaktfläche ......................... 61
Bodenventil .................................... 129
Bremsassistent (HBA) ................... 235
Bremsen ........................................ 192
Austro-Daimler....................................7
Beharrungsbremsen ................... 192
Betriebsbremsen .................192, 193
Bremsflüssigkeit ...................... 202
Bremskraftaufteilungen .............. 204
Bremskraftbegrenzer .................. 224
Bremskraftverteilung .................. 224
Dauerbremsen ....................192, 193
Druckluftbremsanlagen .............. 198
elektrisch .................................... 196
Feststellbremsen .........192, 193, 209
Hilfsbremsen .......................192, 193
Hybride Bremsanlagen ............... 200
Hydraulikmedium ....................... 202
hydraulisch ................................. 194
Kennwert C* ................218, 219, 220
Motorbremse .............................. 240
Retarder ..............................192, 236
Retarder-elektrodynamisch ........ 238
Retarder-hydrodynamisch .......... 238
Scheibenbremsen .......209, 218, 219
Selbstverstärkung ...............207, 219
Trommelbremsen 205, 206, 218, 219
Überbremsen ............................. 224
Verlangsamer-Anlagen .............. 236
Verzögerungsbremsen ............... 192
Bremsenkennwert C* ..................... 218
Automatisches Getriebe ................. 267
Bremsentrommel ........................... 207
AVL List GmbH ................................. 11
Bremskraftregelung ....................... 224
Bandage ........................................... 23
Bremskraftverstärker ..................... 222
Beckengurte .................................. 308
Bremskraftverteilung ...................... 101
Benz Carl ............................................3
Bremsnickabstützung .................... 161
Beschleunigungswiderstand ....... 77, 78
Bremsnickausgleich ....................... 101
Airbag313, 314, 315, 316, 317, 318,
319
Aktivlenkung ................................... 184
Allradlenkung .................................. 188
Antiblockiersystem (ABS) ............... 225
anti-squat ........................................ 100
Antriebschlupfregelung (ASR) ........ 230
Antriebsleistung ................................ 63
Antriebsschlupfregelung (ASR) .. 230
Aphongetriebe ................................ 260
Aquaplaning................................ 40, 59
ASG ................................................ 282
ASR Antriebsschlupfregelung..... 230
Aufbaufeder .................................. 108
Aufziehen........................................ 137
Ausgleichsgetriebe . 137, 158, 251, 286
Feb. 2010
B 10009
-353Bremssattelbauart .......................... 210
EHB Elektrohydraulische Bremse .. 195
Faustsattel .......................... 210, 212
Festsattel .................................... 210
Schwimmrahmen ........................ 210
Bremsscheiben
Einzelradaufhängung132,
belüftet ........................................ 213
Werkstoff ..................................... 215
Bugausbildung .................................. 70
Elektrohydraulische Bremse (EHB) 195
Crash - Test .................................... 341
Cugnot Nicolas Joseph .......................2
CVT ........................................ 267, 279
cw-Wert ............................................. 67
Da Vinci Leonardo...............................2
Daimler Gottlieb ..................................5
Dämpfer .......................................... 128
Dampfwagen ......................................2
Dauerbremsanlagen ....................... 236
de Dion ...............................................6
De Rivaz Isaac ....................................3
De-Dion-Achse .............................. 141
De-Dion-Achsen ............................. 141
Deformationselemente.................... 333
Diagonalschultergurt.................... 308
Differenzialsperren .......................... 287
Doppelkupplungsgetriebe ....... 267, 282
Doppelquerlenkerachse .................... 88
Doppel-Querlenker-Radaufhängung
.................................................... 147
Drehfeder........................................ 108
Dreipunktgurt ................................ 309
Druckluftbremsanlagen ................... 198
Druckpunkt ..................................... 110
Dürer Albrecht .....................................2
Eberan von Eberhorst .........................8
EBV
Elektronische
Bremskraftverteilung ................ 230
Feb. 2010
136,
139,
146
Elastokinematik.............................. 109
Elektronische Bremskraftverteilung
(EBV) ......................................... 230
Elektronisches
Stabilitätsprogramm
(ESP) ......................................... 232
Emissionen ...................................... 14
EPB elektrischen Parkbremse ....... 209
ESP
Elektronisches
Stabilitätsprogramm ................... 232
EU-Richtlinien .................................... 1
Fading ....................................216, 236
Fahrdynamik .................................... 83
Fahrwerk
geregelt ...................................... 166
Fahrwiderstände
siehe Widerstände ....................... 63
Fahrzeug
Baugruppen .............................. 117
Fahrzeugneigung ........................... 113
Fahrzustandsschaubild .................... 80
Faltbeulen ...................................... 325
Federbein....................................... 130
Mc-Pherson .........................117, 153
Federübersetzung...................108, 157
Federung ....................................... 118
hydropneumatisch ...................... 125
pneumatisch ............................... 122
Felgen .............................................. 43
Durchmesser ................................ 46
Horn ............................................. 46
Kennzeichnung .......................... 45
Maulweite ..................................... 45
Vorschriften .................................. 44
Fliehkraft ........................................ 114
B 10009
-354Kupplung ..................................... 250
Fliehkraftkupplung........................... 249
seriell .............................................. 7
Hydraulikmedium ........................... 202
Flottenemissionen ............................ 18
hydrodynamischer
Flügelzellenpumpe ............... 179, 182
Drehmomentwandler .................. 268
Ford ....................................................6
Innen
Formänderungsarbeit ....................... 63
Raum ......................................... 332
Innere Übersetzung C* .................. 218
Fußgängerschutz ............................ 335
Gegenlenken ......................... 104, 110
Gelenkstäbe ........................... 132, 133
Gesamtwiderstand ............................ 79
Gesellschaftspolitische Bedeutung ... 11
Getriebe .......................................... 254
automatisiertes Schaltgetriebe ... 267,
282
Schaltwalze ................................. 265
sequentiell automatisch....... 267, 285
stufenloses - CVT ............... 267, 279
Gewichtsrückstellung ...................... 105
Giermoment .................................... 110
Giermomentenkompensation.......... 184
Gleitreibungskoeffizient .................... 50
Gleitreibungszahl .............................. 52
GM Powertrain Austria...................... 10
Gummifederung .............................. 118
Gummilager .................................... 133
Gurt
systeme....................................... 307
Halbstarrachse ............................... 143
Handelsbilanzüberschuss ................. 11
HBA Bremsassistent ....................... 235
Heck
crash ................................... 329, 343
Heckausbildung .............................. 71
Herstellungskosten ........................... 44
Hot Spot......................................... 217
Hybride Bremsanlagen ................... 200
Hybridfahrzeug
Feb. 2010
Innere Verstärkung C* ................... 218
Insassenschutz ............................ 305
Integral-Hinterachse ...................... 166
Kammscher Kreis ............................ 56
Karkasse .......................................... 23
Kegelradausgleichsgetriebe........... 286
Klauengetriebe............................... 259
Komfort ............................................ 99
Konstruktionslage ............................ 84
Kopfstützen .................................... 321
Kopierens....................................... 170
Koppellenkerachse ........................ 144
Kraft
räder, Sicherheit ......................... 338
übertragung, hydrodynamisch 268
Kraftfahrgesetz .................................. 1
Kraftfahrzeuge
ÖNORM ......................................... 2
Unterteilung .................................... 1
Kraftschlussbeiwert .......................... 50
Krause & Mauser ............................. 11
Kugelmutter-Lenkgetriebe ............. 173
Kupplung
Fliehkraft..................................... 249
Föttinger ..................................... 268
Lamellen- ................................... 247
Mehrscheiben- ........................... 247
naß, halbnaß .............................. 248
schlupffrei ................................... 242
Trennkupplung ........................... 242
visko-hydraulisch ........................ 250
Lamellenkupplung.......................... 247
B 10009
-355Längslenkerachse ........................ 156
Längspol ..................... 87, 88, 100, 161
Lärmemission ................................... 19
Lärmentwicklung ............................... 37
Lärmquellen ...................................... 20
Ledwinka, Hans ..................................9
Lenkachse ........................................ 94
Lenker............................................. 132
Lenkerlagerung............................... 133
Lenkgestänge ................................. 107
Lenkkinematik................................... 94
Lenkkraft ......................................... 106
Lenkkraftunterstützung ................... 178
elektrohydraulisch ....................... 181
elektromechanisch ...................... 182
hydraulisch .................................. 179
Lenkrollradius ........................... 94, 103
Lenkrückstellkraft ............................ 105
Lenkrückstellung............................. 106
Lenksäule ....................................... 172
Lenkstockhebel............................... 173
Lenkstrang ...................................... 172
Lenkübersetzung ............................ 177
Lenkung .......................................... 171
aktiv............................................. 184
Lenkventil ....................................... 179
Lenkwinkel .............................. 85, 107
Lenkwinkeldifferenz ..................... 106
Levassor .............................................6
Lohner ................................................6
Lohner-Porsche „Mixte“ ......................7
Luft
Widerstand .................................... 66
Widerstandsbeiwert....................... 67
Luftwiderstand
Formparameter ....................... 68, 70
Funktionsparameter ................ 68, 69
Feb. 2010
Lageparameter ........................68, 69
MAGNA Powertrain ......................... 10
MAGNA-STEYR Fahrzeugtechnik AG
..................................................... 10
MAN Nutzfahrzeuge Österreich AG . 11
Marcus, Siegfried ............................... 4
Menschliche Verletzungskriterien .. 303
Mikroverzahnung ............................. 52
Mobilität ........................................... 12
Momentandrehachse ....................... 87
Momentanschraubung ..................... 87
Momentanzentrum ........................... 91
Momentenstütze ............................ 100
Motor
Radnabenmotor ............................. 6
Nachlauf.................................105, 148
Nachlaufstrecke ............................... 94
Nachlaufversatz ............................. 95
Nachlaufwinkel................................. 94
Nachspur ........................................ 85
Nickachse ........................................ 90
Nickausgleich................................. 100
Nickpol ........................................90, 93
Nickwinkel ...................................... 98
Olley ................................................ 96
Otto, Nikolaus August ......................... 3
Panhard ............................................. 6
Panhardstab .................................. 140
Paralleleinschlag............................ 107
PARAMETERLENKUNG ....................... 180
Peugeot ............................................. 6
PKW
Bugausbildung ............................. 70
Heckausbildung ......................... 71
Planetengetriebe .......................... 275
Porsche Ferdinand ............................ 6
B 10009
-356Querlenker .............. 117, 133, 140, 154
Querpol ....................................... 87, 88
Radaufhängung ...................... 117, 136
eben .............................................. 87
räumlich ........................................ 87
sphärisch....................................... 87
Radaufstandspunkt ........................... 84
Radlastdifferenz................................ 97
Radlasten, dynamisch .................... 116
Radnabenmotor ..................................6
Radstand ............................ 85, 98, 157
Radzylinder ..................................... 170
Raumlenker-Hinterachse ............. 162
Regelventil ...................................... 179
Reibbeläge ..................................... 208
Reibkoeffizient .................................. 50
maximaler ..................................... 50
Reibungszahl .................................... 50
Reifen
Rennreifen ....................................... 52
Retarder ......................................... 192
roll center ......................................... 91
Rolls ................................................... 6
Rollwiderstand ................................. 63
Rollwinkel des Wagenkastens ....... 115
Royce ................................................ 6
Rubbeln ........................................ 217
Runflat-Reifen .................................. 35
Schadstoffemissionen ...................... 14
Schaltwalze.................................... 265
Scheibenbremse ............................ 142
Schiebegetriebe ......................258, 259
Schlupf ........................................... 49
Schrägheck ...................................... 72
Schräglauf........................................ 53
Aufbau........................................... 22
Bandage........................................ 23
Bezeichnung ................................. 29
Diagonalreifen ............................... 24
dynamischer Halbmesser.............. 46
ECE Prüfzeichen ........................... 29
Federrate ...................................... 46
Geschwindigkeits-Kennbuchstabe 30
Gürtelreifen ............................. 22, 24
Höhen/Breiten – Verhältnis ........... 27
Innendichtschicht .......................... 24
Karkasse ....................................... 23
Kennfeld ........................................ 55
Kontrollsystem .............................. 34
Lauffläche ..................................... 23
Niederquerschnittsreifen ............... 27
Profil .............................................. 32
Radialreifen ............................. 22, 24
Runflat........................................... 35
Schulter ......................................... 23
Seitengummi ................................. 23
Tragfähigkeitskennzahl ................. 30
Verschleiß ..................................... 32
Werkstoffe ..................................... 28
Wulst ............................................. 23
Feb. 2010
Zenitwinkel ................................... 24
Renault .............................................. 6
Schräglaufwinkel.................54, 97, 103
Schräglenkerachse ...................... 158
Schraubenfederkupplung ............... 246
Schraubenfedern ..................121, 142
Schwenkachse................................. 94
Schwertlenker ................................ 161
Schwingungsdämpfer .................... 128
Seitenkraft........................................ 53
Seitenkraftrückstellung .................... 53
Seitenwind ..................................... 110
Seitenwindkraftbeiwert ................... 110
SERVOTRONIC ................................. 180
Sicherheit im KFZ .......................... 291
Skyhook ......................................... 170
Sperrsynchronisierung Aufbau....... 262
Spreizachse ..................................... 94
Spreizstrecke am Boden .................. 94
B 10009
-357Spreizung ................................. 94, 105
Verformung der Karosserie ............ 327
Spreizwinkel ..................................... 94
Verkehrsunfälle ................................ 19
Spurweite.................................... 85, 98
Vierlenker Hinterachse ................ 161
Spurweitenänderung ................ 99, 158
Vierpunktgurt ............................... 309
S-Schlag ......................................... 137
Visco - Kupplung............................ 251
Stabilisatorfeder...................... 100, 108
visko-hydraulisch Kupplung ........... 250
Starrachse ...................................... 137
Volkswagen ....................................... 7
Starrkinematik................................... 86
Vollheck ........................................... 72
Steer-by-wire .................................. 187
Vorspuränderung......................... 102
Steigungswiderstand ........................ 76
Vorspurwinkel .........................85, 102
Störkrafthebelarm ..................... 95, 103
Wankachse ...............................90, 100
Stoßdämpfer ................................... 128
Wankfederrate ............................... 108
Stufengetriebe......................... 254, 258
Wankwinkel.................................... 115
Sturz ................................. 53, 102, 139
Wankzentrum........................90, 91, 99
Sturzänderung .............................. 102
Watt James ........................................ 3
Sturzwinkel...................................... 85
Wendekreis..............................98, 188
Synchrongetriebe ........................... 260
Widerstand
Timoshenko .................................... 324
Torsionsstabfeder ........................ 120
Beschleunigungswiderstand....63, 77
Bugausbildung ............................. 70
Fahrwiderstand ............................ 63
Gesamtwiderstand ....................... 79
Heckausbildung ......................... 71
Luftwiderstand .............................. 63
Rollwiderstand.............................. 63
Steigungswiderstand ...............63, 76
Windkanal ........................................ 74
Trilok-Wandler ............................... 272
Wirbelstrombremse........................ 239
Trockenkupplung ............................ 243
Wirtschaftliche Bedeutung ................. 9
Übersteuern ...................................... 96
Zahnstangenlenkung ..................... 175
Umfangskraft .................................... 49
Zenitwinkel ....................................... 24
Umweltbelastung .............................. 14
Zugkraft-Geschwindikkeits- Schaubild
Untersteuern ..................................... 96
................................................... 255
Verbundlenkerachse .................... 143
Zugstrebe....................................... 154
Torsen Differenzial .................. 251, 289
Torsions
dämpfer ....................................... 246
Dämpfer ...................................... 274
Torsionslenkerachse ...................... 146
Feb. 2010
B 10009

KFZ-Technik Grundzüge - Institut für Fahrzeugantriebe

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