Rennwagentechnik: Grundlagen, Konstruktion, Komponenten, Systeme, 2. Auflage 3834808571, 9783834808578 [PDF]

Zitiervorschau

Michael Trzesniowski Rennwagentechnik

Michael Trzesniowski

Rennwagentechnik Grundlagen, Konstruktion, Komponenten, Systeme 2., aktualisierte und erweiterte Auflage Mit 1131 Abbildungen und 106 Tabellen PRAXIS

VIEWEG+ TEUBNER

I ATZjMTZ-Fachbuch

Bibliografische Information der Deutschen Nationalbibliothek Die Deutsche Nationalbibliothek verzeichnet diese Publikation in der Deutschen Nationalbibliograf ie; detaill ierte bibliografische Daten sind im Internet über abrufbar.

1. Auflage 2008 2., aktualisierte und erweiterte Auflage 2010 Alle Rechte vorbehalten © Vieweg+ Teubner Verlag Lektorat: Ewald Schmitt

I Springer Fachmedien Wiesbaden GmbH 2010 I Gabriele McLemore

Vieweg+Teubner Verlag ist eine Marke von Springer Fachmedien. Springer Fachmedien ist Teil der Fachverlagsgruppe Springer Science+Business Media. www.viewegteubner.de Das Werk einschließlich aller seiner Teile ist urheberrechtlich geschützt. Jede Verwertung außerhalb der engen Grenzen des Urheberrechtsgesetzes ist ohne Zustimmung des Verlags unzulässig und strafbar. Das gilt insbesondere für Vervielfältigungen, Übersetzungen, Mikro verfilmungen und die Einspeicherung und Verarbeitung in elektronischen Systemen. Die Wiedergabe von Gebrauchsnamen, Handelsnamen, Warenbezeichnungen usw. in diesem Werk berechtigt auch ohne besondere Kennzeichnung nicht zu der Annahme, dass solche Namen im Sinne der Warenzeichen- und Markenschutz-Gesetzgebung als frei zu betrachten wären und daher von jedermann benutzt werden dürften. Umschlaggestaltung: KünkelLopka Medienentwicklung, Heidelberg Technische Redaktion: KLEMENTZ publishing services, Gundelfingen Druck und buchbinderische Verarbeitung : MercedesDruck , Berlin Gedruckt auf säurefreiem und chlorfrei gebleichtem Papier. Printed in Germany ISBN 978-3-8348-0857-8

Vorwort Dcr Rennsport hat schon im mer eine Faszination auf Techniker wie auf Laien gleichermaßen ausgeüb t, wenn vielle icht auch mit anderen Sichtweisen. Auf jeden Fa ll ste ht eines im Vorderg ru nd: Das Ausloten des menschlich und physikalisch Machbaren. Für Techniker ist d ie Suche nach dem Optimum faszi niere nd und wichtig zugleich , auch wenn es nicht (gle ich) erre ichba r ist. Kennt man zumindest die rich tige Richtu ng, ka nn man die Weichen einer Entwicklu ng zuk unftsträc htig stellen. In dem Zusa mmenhang war eine Publikation für mich richtung weisend, bei der in eine r Grafik eine Bauteilausleg ung in untersc hiedliche Bereiche gegliedert war. Weit abgerückt von den Serientei len hob sich ein Bereich hervor, der mit ..Vorause ntwicklung/Forschu ng und Renns port " zusammengefasst war. Das, was heute als Extrembeispiel versucht wird, kan n morge n als Serie nlösu ng aufgegriffe n werden . Im Rennspor t wird losgelöst vom Serie nalltag versuc ht, eine Lösung auf technische Proble mstellungen zu finden. Allerdings nicht irgendeine Lösu ng, sonde rn eine hera usragende, eine, die einen Wett bewer bsvorte il gegenüber de n Geg nern verschafft . Faszinierend ist auch, mit welchem Einsatz d ie Bete iligten dabei vorgehen. Vergleichswe ise kleine Abteilungen schaffen in verblüffend kurzer Ze it Motore n, Rahmen.ja ga nze Fahrzeuge, die noch daz u konk ur renzfähig sind. Natü rlich wird die Entwick lung dabe i stark vom Reglement vorgege ben. Langs trecke nrennen und Rallyes sind auf Grund de r Anforderungen nä her a n Serienlösu ngen angesiedelt als Spr intbewe rbe auf der Rundstrecke. Wenn Beispiele aus de r Formel I an verschiedenen Stelle n in d iesem Buch aufta uchen, d ann deshalb weil diese Rennserie zu mindest in Europa den Gipfel an finanziellem sow ie pe rsonelle m Aufwand darstellt u nd so zu mindest im mittlerweile eng gesteckten Rahme n ihres Reglements das derzeit Machba re darstellt. Diese Beispiele sollen abe r nicht die Leistu ngen von anderen Renns portk lassen schmälern, die mitu nter mit wenigen fre iwilligen Helfe rn manch mal nur unter Einsatz von Privat mitteln vergleic hswe ise Beachtliches auf die Räder stellen. Hier wird fehlendes Budge t durch ansteckende Begeisteru ng ausgeglichen . lch möchte mic h auch be i all d iesen Teams beda nken , die sich be reitwi ll ig die Ze it genomme n haben und mir eine n offene n, u ngeh inderten Zugang zu ihrer Technik ermöglicht haben. Dieses Buch soll das Wisse n inte ress ierte r Laien erweitern , so dass sie beim nächsten Rennbes uch die Fahrzeuge mit anderen Augen bet rachte n können und im Fah rerlager bei leidenschaftlichen Gesprächen über den Wagen mitd iskutieren können. Weil nicht jedes

Iv

Vorwort

vorkommende Fachvokabel geläufig sein kan n, gibt es einen Anha ng mit Erläuterungen zu wichtigen Ausdrücken. Dieses Buch ist aber auch für Studierende einer technischen Fachrichtung ebenso gedacht wie für bereits berufstätige Ingenieure, die ihr Wissen in den Rennsportbereich ausweiten wollen. Deshalb werden an wesentlichen Stellen auch physikalische Hintergründe samt einfachen Gleichungen dargelegt. Za hlreiche dankende und ermunternde Leserzuschri ften bestätigen , dass diese Ziele erreicht wurden. Viele Vorschläge für Verbesse rungen und Ergänzun gen sind in die vorliegende 2. Auflage eingeflossen. Bezeichnend für die befruchtende Weiterentwicklung der Renn fahrzeuge ist die sta rke Erweiterung des Kapitels M Antriebsstrang. In einigen Rennserien wird mittlerweile mit Energier ückgewinnung gefahren, eine Technik, die eng mit Hybridantrieben verbunden ist und zur Energieeinsparung beitragen kan n, also durchaus fü r Serienfahrze uge interessant werden wird. Wer weiß, vielleicht gibt es in der dritten Auflage be reits ein Kapitel über reine Elcktroantricbc? Ich wünsche allen Leserinnen und Lesern, dass sie bei der Lektüre wesentliche Impulse fü r Studium, Beruf und/oder Freizeit aus dem vorliegenden Werk erhalten, sei es weil sie ein Fahrzeug konstruieren, eines bauen oder weil sie eines neugierig betrachten.

Gra z, im Frühjahr 2nlO

Michael Irzesniowsk i

Inhaltsverzeichnis A Einleitung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . I 2 3

1

Arten von Rennfahrzeugen Verg leich Renn sport-Serie . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Entw icklungsablauf

1 7 10

B Fahr7eugkonzept . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . I Entwicklungsablauf 2 Auslcgungsbcrciche . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. .. .

15 16 17

3

Konzeptmerkmale 3. 1 Aggrcgatlage und Antriebskonze pt . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.2 Konzeptvergleieh . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

19 19 22

4

Konzeptionierung Gesamtfahrzeug . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Allgemeine Konstruktionsprinzipien beim Entwerfen Werkstoffe. ... .. .. . .. .. .. . .. .. . .. .. .. .. ... .. .. . .. .. ... .. .. . .. .. ... 6. 1 Übersicht gängiger Werksto ffe

40

5 6

6.2 werkstoffverglei ch 6.3 WerkstalTwahl

7

Kosten .. ..

C 1 2 3 4

Sicher heit Fahrzeugaufbau . . Schalter . . . .. .. . Schutzein richtungen

Prüfungen

D Cockpit

1 Konzept . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2 Fahrerposition 3 S~ 4 Lenkrad. . . . .. . . . . . . . . . . . . . .. . . . .. . . . . . . . .. . . . . . . . . . . . .. . . . . . . . . . . 4. 1 Lage des Lenkrades . . . . . . . . . . . .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.2 Lenkradabmessungen und Ausführungen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 5 Fußhebelwerk und Pedale . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 6 Schaltung . . . .. . . . . . . . . . . . . . .. . . . .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. . . . .. . . . . . 7 Armaturenbrett 8 Rückhaltesysteme 9 Beispiele . . . .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. . . . . .

45 60 60 63 65 66

71 72 75 76 87

91 92 95 ~

102 102

\03 106

114 117 117 122

l VII

Inhaltsverzeichnis

E 1 2 3 4 5 6 7

Aerod ynami k Einleitung. .. . Luftwiderstand Abtrieb . . . . . . . Flügclbcreehnung Luftleitclemente Wärmeabfuhr und Entlüftung Auslegung und Abstimmung. .

125 126 128 136 157 16 1 164 17 1

F 1 2 3 4

Auße nha ut Begriffe . . . . Anforderungen Gestaltung .. Werkstoffe . . . .

177 178 178 179 187

G Reifen und Rä der 1 Begriffe . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2 Reifen 2.1 Anforderungen 2.2 Grundlagen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2.3 Einfluss auf das Fahrverhalten . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2,4 Wahl der Reifeng röße 2.5 Reifendaten 2.6 Reifenarten 2.7 Ventil........ . 3 Räder . . . . . . . . . . . . 3.1 Anforderungen 3.2 Bezeichnungen von Rädern . . 3.3 Arten von Rädern 3,4 Wahl der Radgröße 4 Radbefestigung H Fahr wer k . . . .

I 2

Funktion Beg riffe und kinematische Größen 2.1 Begriffe . . . . . . . 2.2 Entwicklungszicle.. . . .... . 3 Teile der Radaufhängung . . . . . . . . 3.1 Radaufnehmende Elemente. . 3.2 Verbindungsglicdcr. . . 3.3 Gelenke . .. 3,4 Radlager . . 3.5 Berechnung 4 Federung

VIII

I

189 190 197 197 197

20 I 225 227 227 228 230 230 230 233 236 237 245 246 249 250 264 277 277 278 279 282 296 297

Inhaltsver zeichnis 5 Dämpfcr . . . . . . . . . . . . . . . 5. 1 Schwingungen . . ... . 5.2 Sc hwingungs d ämpfe r 6 Stabilisatoren . . . . . . .... 6. 1 Berechnung . . . . . . . 6.2 Gestaltung von Stabilisatoren 6.3 Beispiele von Stabilisatoren 7 Bauformen von Achsen . . . . . . . . . . 7. 1 Doppelquerlenkemehse . . . . . . 7.2 Bauteile von Doppclqucrlcnkcrachsc 7.3 MePherson-Aehsc. . . .... . . ... . . . 7.4 Starrachse 8 Beispiele von Rad aufhä ngungen von Rennfahrzcugen . . . 9 Daten .................................... I 1 2 3 4 5 6 7 8 9

Bremsa nlage Allgemeines . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Anforderu ngen an Bremsanlagen Physikalische Grundlagen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Bremsenbauarten und Anordnungen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Kennwerte Bauteile von Bremsanlagen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Bremseneinbau Auslegungskriterien von Bremsanlagen Normen ......................

309 309 314 326 329 335 340 342 343 353 384 384 386 389 39 1 392 394 394 405 407 413 435 438 438

J Lenkung 1 Anforderungen 2 Auslegung 2. 1 Lenkwinkel. Spurdifferenzwinkel 2.2 Kenngrößen der Lenkgeometrie . . 2.3 Lenkübersctzung . . 2.4 Lenkunterstützung 3 Lenkwelle 4 Lenkgetriebe .. .. . .. .. 5 Übert ragungseinrichtung und Achslager . . 6 Lenkungsschwingungen 7 Allr adle nkung

439 440 440 442 446 453 456 457 463 471 484 485

K C etnebeauslegu ng . .

487 488 495 50 I 502

1 2 3 4

..........

Lcistungsbcdarf . . . . . .......... Getriebeplan und Zugkraftdiagramm . . Antriebsstrang Übersicht . . Übersetzungen . . . .. .. . . .

Inhaltsverzeichnis L I 2 3 4

Rennmoto ren Grundlage n Motorenwahl Verluste Baugruppen 4.1 Zylinderkopf 4.2 Ventiltrieb 4.3 Kurbeh ricb .. . .. 4.4 Kurbclgchausc . . 4.5 Ansaugenlage . . 4.6 Abgasan lage .. . 4.7 Schmicrölvc rsorgung . . 4.8 Kühlung ... .. .. . . . . 5 Besonderheiten von Rennmotoren 6 Betriebsstoffe . . . . . . . . . . . . . .. . . . .. . . . .. .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. 6. 1 Kmftstoffe . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 6.2 Schmiersta ffe . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 6.3 Kühlflüssigkeit . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 7 Beispiele von Motoren

513 514 522 530 535 537 554 567 58 1 584 602 6 10 616 62 1 623 623 625 626 627

1\1 Antriebs strang . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . I Funktion 2 Kupplung. . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. . . . . . .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2. I Kupplungsbaua rten 2.2 Auswahl der Kupplungsgröße . . 2.3 Kupplungsbctätigung .. 3 Getriebe. . . . .. .. . . . ... . . .... 3.1 Schaltgetriebe 3.2 Stufenlosgetriebe (CVT) . . . . 3.3 Achsgetriebe 4 Differenzial . . . . . . . . . . . . 4.1 Beeintlussbare Differenziale 5 Wellen ........ 5.1 Antriebswellen .. . 5.2 Seiten wellen 5.3 Wellengel enke 6 Allmdantrieb .. . . . 6.1 Grundlagen . . 6.2 Renneinsatz . . 6.3 Bauformen . . . . 7 Elektronische Fahrhilfen

635 636 640

8 Bremsenergierückgewinnung 9 Beispiele

xl

64 1

647 649 652 656 685 686 689 693 702 703 7 1\ 7 15 724 725 727 728 73 1 734 74 \

Inhaltsver ze ichnis N 1 2 3 4

Kr attstorrsystem Anforderungen und Übersicht . . . Kraft stofftank . . . . .

Anschlüsse . . . . . . . . Kraftstoffpum pe .. .

o

743 744 746 75 1 755

Rahmen Anforder ungen . . . . 2 Bauarten 2. 1 Gitterrohrahmen 2.2 Kastenrahmen ....... 2.3 Mon ocoq ucs aus Faserverbundwerkstoffen . . . 3 Festigkeit. . 4 Anbauteile . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

757 758 758 759 777 793 804 806

P 1 2 3 4 5

Elektrik Verkabelung Übersicht Batterie Generator . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Leitungen und Verbindungen Schalter. . . . .. . . . . . . . . . . . . . .. .. . . . .. . . . .. .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. . 6 Schaltplan

813 814 815 816 817 818 819

Q Abstimmung und Entwicklung I Einleitung 2 Einflussfaktoren . . 3 Datenerfassung

82 1 823 83 1

Anha ng Glossar Abkürzungen. . . . Literaturverzeichnis

835 849 864

Sachwortverzelchnis . .

879

I

822

A Einleitung Introduction

1 Arten von Rennfahrzeugen Types ot race cars Unter Motorsport werden alle mit motorget riebenen Land- oder Wasserfahrzeugen betriebenen Sportarten (Automobil-, Motorra d-, Motorbootsport} verstanden. Zum Automobilsport u. a. Straßenrennsport (Raci ng}, Rallye- und Tou renwagensport. Aulo- und Rallyecross und Kfz-Vctcra ncnsport; zum Motorrad spo rt gehören u. a. Straße nre nnsport (Racing), Leistungsprüfungssp ort ( Enduro), Spccd way und Eisspccdway : zum Motorboots port Motorboot rcnnsport (Regatten auf einem durch Wendeboje n markierten Rund ku rs von 1500 bis 2000 m Länge in mehreren Läufen) und Offshoresport . im weite ren Sinn auch der Wassersk isport. Im Folgenden sollen meh rspurige Wettbewerbsfahrzeuge im Mittelp unkt der Betr achtungen stehen, Hild A- L

A

Einleitung

Wettbewerbe

Landfahrzeuge

Luftfahrzeuge

einspu rig

mehrspurig Personenkraftwa en

Wasserfahrzeuge

l astkraftwagen

Rundst recke

Moto rräder

Strecke

unbefesligt

unbefestigt

Bild A·' Einteilung der Motorsportarten (Auswahl).

Eine allgeme ing ültige Einteilung de r Wcttbcwcrbsfahrzcugc allein nach Bewerben oder Fahr zeugtypen lässt sich nicht darstellen. Zu vielfältig sind d ie Starterfelder bzw. d ie technischen Vorgab en einzelner Reglements. Es lassen sich jedoch unabhä ngig von Bcwcrb sarten einige typische Fah rzeuge nach tech nischen Gesichtspu nkt en kategorisieren, Bild A-2. Cupfahr zeuge auf Straßenfah rzeugbasis. Rallyefah rzeug e auf Stra ßenfahrzeugbasis, zwcisitz igc Sport prototypcn. die nur zu Rennzwecken gebaut werden. ei nsitzige Rennfahrzeuge (Monoposti) mit offenem Cockpit sowie freistehende n Rädern und Tourenwagen.

a

b

1 Arten von Rennfahrzeugen

·.~ I -

d

e

f

Bild A-2 Typische Rennfahrzeuge rypical racecars. a Cup-Fahrzeug cup veh/ele b Rallyefahrzeug rally vehlele c Offene r Sportprototyp sport car, open d Geschlossener Sportprototyp sooncss, ctosed e Forme lwagen formula car f Tourenwagen toun'ng car

Diesen Fahrze uge n können einzel ne Bewe rbe z ugeo rdnet werden: Cup- Fahrze uge; Catcrham Hank ook, Clio C up, Ford Fiesta Cu p, Gl M Serien, Lupo C up, Mini C hallc ngc, Polo C up, Porschc Cup, Per sehe Super Cup, Seal Lcon SC, Yaris Cu p ctc. Rallyefahrzeuge: Bergrallye. nationale Meisterscha ften , HJS Rallye, Weltmeisterschaft , ctc. Sportprorotypc n: 24 Stunde n von Lc Malls, ALMS (Amcr ica n Lc Malls Scrics), FIA GT, Rad ical Race C up, Rhino's GT Serie, Scbring, ctc. Formelwagen. AI GP Serie, F3 Euro Scrics, Formel I, Formel 2000 (ehemals Easter ), Formel 3, Formel BMW (ehemals ADAC), Formel Ford, Formel König, Formel Opcl, Formel Renault, Formel Renault EM, Formel Renault V6, Form ula Student, Formel V, Liste Formel Junior, Recaro F3 Cup, ctc. Tourenwagen : 24 Stunden Nürburgring, ADAC Proear, Castrol Haugg Cup, Divinol C up, DTM (Deutsc he Tourenw age n Masters), FIA ETCC, FIA WTCC, Langstrce ke Nürbu rgring, STT, ctc. Eine weitere Unterteilung bietet das internationale Sportgesetz der FIA (Anhang J Arti kel 251). Dem nach werden mehrspurige Wettbewerbsfahrzeuge in Kategor ien und Gruppen eingeteilt. Untersch ieden werden Kategorie I (c.homologjcrtc Produktionswagen" ), Kategorie 11 (" Rennwagen" ) u nd Kategorie BI ( Lkw). Im Einzelnen werden dabe i unterschieden:

A

A

Einleitung

Kategorie I Gruppe A: Viersitzige Tou renwagen (lour ing curs) mit serienmä ßiger Karosse rie, Prod uktion mindestens 2500 Stück im Jah r. W RC (Wortd Rally Car ) gehören ebenso daz u. Gruppe B: ZwcisitzigcGT- Fahrzcugc(grand touring cars s, Das sind straße ntaug liche Rennwagen, Prod uktio nsvolumen minde stens 200 Stück im Jahr. Gruppe N: Produkt ionswagen tproduction cars). Das sind viersitz ige Serienwagen mit geringfügigen Änderu ngen, Produ kt ionsvolumen mindestens 2500 Stück im Jah r. Gruppe SP: Super- Produktionswagen (super production cars). Produ kt ionsvolumen mindestens 2500 Stück im Jah r. Gruppe Tl: Scricn-Gcländcwagc n tseries cross-country cars). Kategorie 11 Gruppe CN: Produ ktionssportwagen [product ion sports cars). Das sind zweisitzige Prototypen mit einem seriennahe n Motor mit höchstens 3000 cm' Hubraum. Kraftstofftan k volumen unter 100 I. Mindestgewicht vom Hubrau m abhängig, z. B. 625 kg bei 3000 cm' . Gruppe D: Internationale Formelrennwagen (in/a national racing formula racing cars) . For mel J: Monoposto mit V8-Motor, Hubraum bis 2400 cm', ohne Turbolader, Mindestgewicht 600 kg. For mel 3: Monoposto, Motor von einem Großserienaggregat abgeleitet, Hubraum höchsten s 2000 cm3. Formel Jooo: Mono posto, Hubrau m bis 3000 cmt , Mindcstgcw icht 625 kg. Grup pe E: Formelfreie Rennwagen (free formuta racing cars). Grup pe GT1: Gra nd-Tourlug-Sportwagen (grand souring cars). Das sind straßentaugliche Fahrzeuge mit offenem ode r geschlossenem Cockpit, Zweis itzer mit max. zwei Türen. Grup pe GT2: Ser ien·Grand+Tour ing·S portwagc n (series grand tonring cars). Das sind straße nta ugliche Fahrzeuge mit Saugmotore n von max. SOOO crn! oder aufgc Jadene Motoren mit max. 4000 cm 3 Hubvolumen. Bei beiden Motorart en sind Luftm cngenbegrenzer vorgeschrieben. Grup pe GT3: Cup+Grand+Touring+Sportwagen (cup g rand touring ca rs}. Welche Fahrzeuge zu d ieser Grup pe gehören, ist einer Liste zu entne hmen, d ie von der FIA geführt wird. Diese Fahrzeu-ge werden einzel n von de r FIA homologiert. Gruppe SR: Sportwagen (sports car ). Zwcisitzige. reine Rennfahrzeuge mit offenem oder geschlossenem Cockpit. Im zweiten Fall mit zwei Türen. Mindcstgewicht 750 kg (SR2) und 900 kg (SRI). Motoren: SR1: Freisaugende Ottomotore n bis 6000 cm ", aufgeladene Ottomotoren bis 4000 cm' und aufgelade ne Dieselmotoren bis 5500 cm-'; SR2: Freisaugende Ottomotoren bis 4500 cm', aufgeladene Ott omotorcn bis 2700 cm", Kraftstofft ankvolumen 90 I. Scheinwe rfer vorne und Heckleuchten hinten vorgeschrieben, Gruppe Tl : Gelä ndewagcn-Prototypc n (modified cross-country cars).

Kat egorie 11I: Grupp e F: Renn - Lkw (racing trucks v. Gruppe T4: Raid-Rallye-Lk w (cross-country tru cks v.

A

1 Arten von Rennfahrzeugen

Für das berühmte 24-Stun den-Rennen in Lc Mans gibt der Veranstalter ACO ein eigenes Reglement heraus. Es gibt mehrere Fahrzeugkategorien. deren Motoren allesamt eine n Luftmcngcnbcgrcnzcr aufweisen : Lc Mans Prototyp: LMP 900, LMP 675 (offene Sportwagen); LM GTP (geschlossene Sportwagen) LM Grand Tourismo: LM GTS, LM GT Daneben gibt es noch weitere Spezialfuhrze uge flir ande re Wettbewerbe, z. B. Dragstcr für Beschleunigungsre nnen oder Auto- und Rallyecrossfahrzeuge. Aus obigen Ausfüh rungen wird ersichtlich , will man eine allgemeine, über alle Bewerbe hinweg geltende grobe Einteilung von Rennfahrzeugen vornehmen. bleibt nur jene in Fahrzeuge mit freistehenden und solche mit umschlossenen Rädern. Im Grunde geno mmen ist eine Einteilung der Renn fahrzeuge für deren Konstru ktion gar nicht er forderlich. Die Konstru kt ion eines Rennfahrzeugs orie ntiert sich technisch in erster Linie arn Einsatzzweck allerdings nur innerhalb der von diversen Bestimmungen vorgegebener Gre nzen. Dennoch werden in diesem Buch keine Reglements deta illiert vorgestellt. Ein Reglement hat unter anderem die Aufgabe eine Wettbewerbsgleichheit sicherstellen (c.Spiclrcgcln") und wird oftmals geände rt. Bei diese n Angabe n ist daher in erster Linie wesentlich, dass sie leicht messbar bzw. überprüfba r sind. Viele weitere Rcglcrncntvorgaben sind fü r den Konstrukteur aber allgemein insofern beachtenswert , als dass sie du rch Unfälle und Vorkommnisse in der Vergangenheit entstanden sind und so einen gewaltigen Erfahrungsschatz darst ellen. Gewisse Passagen finden sich demnach auch beinahe in allen Bestimmungen. Im vorliegenden Werk wollen wir nur dan n auf einzelne Reglementaussagen zurückgreifen, wenn diese für die Sicherheit oder für das Verständ nis einer gewählten Lösung relevant sind. Bei der Konstruktio n eines Fahrzeugs muss ohnedies das aktuell (1) gültige Reglement herangezogen werden. will ma n vermeiden, dass der neue ..Wunderwagcn" schon bei seinem ersten öffentlichen Auftritt eine schlechte Figur macht. weil er die technische Abnahme nicht schafft. Die FIA-Bestimm ungen können im Einzelnen unter anderem über das Internet [AOl] gelesen oder heru ntergeladen werden. Nachfolgende Bilder zeigen in loser Reihenfolge einige Beispiele von unterschiedlichen Rennfahrzeugen.

Bil d A-3 Indy Gar: Hochgeschwindigkeitsfahrzeug für Ovalkurse.

Bil d A-4 FIA GT Fahrzeug.

15

A

Einleitung

Bild A-5 Tourenwagen: Fahrzeug basierend auf Serien teilen.

Bild A- 6 Forme l-1-Wagen: Monopo sto m it fre istehenden Rädern und offenem Cockp it.

Bild A-7 LMP1-Fahrzeug: Lanqstreckenfahrzeuq

Bild A- 8 Kar t: Monopesto. keine beweglichen Teile be i de r Radaufhängung, kein Differenzial.

mit offenem, zweisitzigen Cockpit und umschlossenen Räd ern.

Bild A-9 Seriennahes Cu p-Fahrzeug.

Bild A-10 Raüyetah rze uq : Rallye fah rzeuge bewegen sich auf befestigter und u nb etesüqter Fahrbahn.

Bild A-11 Rennmotorrad .

Bild A-12 Raid - Lk w : Au ch Nut zfahr zeu ge werden auf der Rundstre cke und wie das abgebildete Fahr zeug im Gelände für Wettbewerbe eingeset zt.

2 Vergleich Rennsport -Serie

2 Vergleich Rennsport-Serie Comparison racing vs. mass production Rennfahrzeuge sind praktisch gleich alt wie die Fahrzeuge selbst. Sobald der Mensch ein Fahrzeug erfunden halte, fuhr er damit auch um die Wette. Damals waren Renn- und Alltagsfahrzeug baugleich. Im Laufe der Geschichte wurden jedoch Fahrzeuge speziell für Wettfahrten gebaut. Diese Rennfahrzeuge haben nur einen Zweck, nämlich Rennen z u gewinnen. Das bedeutet, eine bestimmte Strecke innerhalb von Reglementvorgaben möglichst schnell z u durchfahren und dabei nötige und erlaubte Wartungs- und/oder Reparaturarbeiten ebenso rasch zu bewältigen. Das Fah rzeug muss daher hohe Fahrleistungen bringen können (siehe Kapitel 8 Konzep t) sowie einfach und rasch zu reparieren sein. Tab elle A-1 zählt einige Unterschiede zwisch en Gebrauchsfahrzeugen und Rennfahrzeugen auf. Ta b. A- ' Unterschiede in den Anforderungen von Straßenfahrzeugen zu Rennfahrzeugen. Anford erung

Straßenfahrzeug

Rennf ahrzeug

Sicherheit

hoch, Verkaufsargument

reglementbedingt

a

Komfort

hoch, Verkaufsargument

unw ichtig; teilweise sogar unerwünscht

b

Styling

wichtig. Verkaufsargument

eher unw ichtig, Bedeutung fü r Sponsoren und Privatfahrer

Lebensdauer

10 bis 15 Jahre

1-3 Jahre. je nach Kategorie und Eigentümer

Kosten

wich tig. Wirtschaftlichkeit

eher unw ichtig, abhäng ig von Eigentümer

Termine

wichtig. aber nicht fest

wichtig und unverschiebba r

Gesetzliche Anforderungen

viele, länd erspezifisch

ein Reglement fü r jede Kategorie

Planungszeitraum

3 -5 Jahre und mehr

oft unter einem Jahr

Produktionsvolumen

sehr hoch

Einzelstücke, Klemstserten

Wartung

eher selten, gesetzesbedingt

sehr häufig, praktisch vor und nach jedem Lauf

Reparatur

in Fachwerkstätte unter relativ geringem Zeitdruck mit allen Werkzeugen und Maschinen, d ie erhältlich sind

an der Rennstrecke unter hohem Zeitdruck und nur mit den Mitteln , die erlaubt bzw. vorhande n sind

Benutzer

Allgemeinheit, nicht speziell gesch ult

ausgewählter Personenkreis. meist professionelle Nutzer

Bauartgeschwindigkeit

teilweise bis max. 250 km/ h; durc hschnittliche Ensatzpeschwindiqkeit wesentlich geringer

über 350 km/h: höchste Einsatzgeschwindigkeiten angestrebt

Bem .

c

A

A

Einleitung Anforderung

Straßenfahrzeug

Rennfahrzeug

Nachttauglichkeit

wichtig: Bele uchtung, Instrumentenbeleuchtung

nur be i Rallyefah rzeu gen und Langslreckenrennwagen

Winlertauglichkeit

w ichtig: Startverha lten , Heizung, Belüf tung , Reifen, Sch neeketten

erfo rderlich

Bem.

außer be i Rallyefahrze ugen nicht

Bemerkungen: a) Vom Reg lement ge forde rter Nachweis sicherheitsrelevanter Merkmale - Tendenz steigend b) Ein Rennfahrer möchte . oaa Fahrzeug sp üren ", d. h. ein we ich gepolster ter Sitz be isp ielswe ise hinde rt den Piloten eines Formelwagens daran , den G renzbe reich zu erfahren. e) Der Produk tionsbeginn {SOP: Sta rt 01 Prod ucnorü w ird event uell verschoben , das Rennwochenende nicht

Bei Rennfah rzeugen werden einfache Lösungen angestrebt. Das Fah rzeug muss auch mit relativ einfachen M ittcln auf verschiedene Strecken- und Witterungsvcrhältnisse einstellbar sein. Erstere betreffen beispielsweise Bremsenkü hlung und -vcrschlciß , Balance zwischen Luft widerstand und Abtrieb, letztere Umgebungstemperaturen und Niedersc hlag. Durch die unterschiedlichen Anforderungen ergeben sich zwangslä ufig andere Arbeitsbedingungen für die Beteiligten im Motorsport im Vergleich zu ähnlichen Positionen in der Serienentwicklung. Von diesen werden unkonventionelle Arbeitszeiten, direktere Verantwortu ng und absolute Hingabe erwa rtet [AOS]. Entscheidungen müssen oft rasch getroffen werden und sind manchmal fü r Ingenieu re von Serienherstellern nicht ganz nachzuvollziehen, weil sie aus der Erfahrung und aus dem Gefühl heraus kommen [AOS}. Viele große Automobilkonzcrne stehen dennoch mit dem Motorsport in mehr oder weniger direkter Verbindung. Der Gru nd liegt u. a. in dem Marketingn utzen eine r Motorsportbeteiligung. So stiege n die Absatzzahlen der damal igen DaimlcrC hryslcr AG von 21,3 auf36,3 % . seit dem ein For mel-I-Team offiziell Mcl.arcn-Mcrccdcs heißt [AOS]. Der Motorsport bietet je nach Formel auch die Möglichkeit neue Werkstoffe und Systeme einzusetzen und zu er proben. Die üblichen Zwänge der Serie nentwicklung, wie Kostendruck, Einschränkung auf vorhandene oder besti mmte Fertigungseinric htungen. stehen oftmals der Einführung neuer Techniken und Werkstoffen entgegen. Und nicht selten ist der Rennsport Triebfeder einer Entwicklung, die später in Serienfah rzeugen Eingang findet. Die oft gestel lte Frage nach dem Einfluss des Motorspo rts auf den Fortschritt in der Serienentwicklung kann also nicht einfach beant wortet werden. Die Motorsportabteilungen auch großcr Automobilkonzerne sind meist organisatorisch und geog rafisch losgelöst vom Einfluss des Werks. Die Arbeiten werden von Spezialiste n durchgefü hrt und der direkte Einfluss des namensgebenden Herstellers ist in erster Linie finanzieller Natu r. Andere Renn sportfirmen sind ohnedies kleine Hersteller, die völlig unabhängig von großen Autokonzernen arbeiten. Die Konstruk tionen sind Sondcrkonstr ukrioncn, die ja gar nicht auf eine große Stückzah l abzielen. Dass dasselbe Personal Serie n- und Motorsportproje kte vorantreibt kommt selten, aber doch vor. Die Baugru ppe Motor liefert er folgreiche Beispiele dafür. Wahrscheinlich allein deshalb, weil viele Rennmotoren zunächst von vorhandenen Serienmotoren abgeleitet wurden und werden. Trotz dieser geri ngen direkten Beeinflussung der Serie durch den Motorsport, lassen sich indirekte Beeinflussung und Übernahme von Tec hniken nicht leugnen.

81

A

2 Vergleich Rennsport -Serie Die tragende Struktu r von zwei Serie nsportwagen hat deutliche Anleihen aus dem Ren nspor t genommen. So weisen der Persehe GT und der Mercedes MeLaren CFK-Rahmen auf. Das Produktionsvolumen solcher CFK-Hohlprofilrah mcn könnte auch gesteigert werden, so dass es zumindest für Nischenfa hrze uge wirtschaftlich interessant wird [A IO]. Das Kernpaket verfahren zum Gießen von Teilen wurde zunächst nur für Sondermodelle und Rennsport eingesetzt. Mittlerweile wurde es auch für Großserien weitere ntwickelt. Tab. A-2 Der Motorsport als Schrittmacher für neue Werkstoffe und Technologien [A07]. Jahr

Fir ma/F ahr ze ug

Bemerkung

1895

Michelin

Fahrzeug mit Luftbe reifung im Rennen Pans-Bordeaux-Pans

1899

Dürrkopp

Entwickl ung eines kleinen Sportwagens . der zur Gewichtsreduzierung eine Alumini um- Karosserie besaß

1900

Mevbacn/Oaimter

Für Jellinek gelieferter Danruer, den d ieser dann nach seiner Tochter .Merceoes' nannte, hatte einen weitgehend aus Aluminium und Magnesium hergestellten Motor sowie einen Bienenwabenküh ler aus Messing

1934

Auto-union

Kurbelgehäuse und Zylinderköpfe aus Alum iniumguss gefertigt beim 16-Zylinder Motor

1962

Persehe

Titan für d ie Pleuel des Formel-1-Motors

1963

Persone 90 4 GTS

Erstes deutsches Serienfahrzeug mit GFK-Außenhaut

1967

Persehe 910/8

Verwendung eines Aluminium-Gitter-Rohrrahmens mit partieller Sekundärfun ktion der Rohre als Ölleitung

1971

Porsche 917

Verwendung von Magnesium fü r Gitter-Rohrrahmen

1981

Hercules/Mct.aren/t.otus

Tragende Struktur von Formel-l -Fahrzeugen erstmals aus kohlefaserverstärkten Kunststoffen (CFK)

In [A06] werden auch dieselben Tendenze n bei Renn- und Serienfahrze ugentwick lung festgestellt : Mehrve ntilmotoren mit zu nehme nden Marktanteilen, Aufgeladene Motoren ebenfalls mit z unehmenden Marktanteilen, Dreh moment/ Leistung nimmt zu, Hubraum nimmt ab: Leistungsdichte wird besser , Aus kleiner werdenden leichtere n Motoren wird mehr Drehmo ment/ Leistu ng erzielt , Verdichtungsverhält nis nimmt zu , Nennd rehza hl nim mt ab, Mitteldrüc ke steige n, Elektronik hat hohen Stellenwert auf breiter Front: Motor, Getr iebe, Bremsen etc. und neuerdings die ga nzheitliche Vernetzu ng von Systemen z u einem Gesamtsystem. Allge mein lässt sich feststellen, dass der Nutzen des Motorsports für die Serienentw icklung wohl im großen Maße vom Reglement abhängt und von der Organisatio n des Unterneh mens.

19

A

Einleitung

Reglements, die den Einsatz von Systemen verbieten. die in Serien fuhrzeugen eingesetzt werden. verhindern einen vom Motorsport veru rsachten Fortschr itt. Andererseits verbesse rt die gleichzeitige Entw icklung von Serien- und Motors portagg regaten durch ein Team gleicher maßen die Zuverläss igkeit wie die Rennsporttauglichkeit [AOS]. Man stellt auch fest, dass m it der z unehmenden Forde rung nach Zuverlässigkeit, z. 8. fü r Langst reckenrennen. sich die Lösungen deutlich an die Serienlösungen annähern, was natürlich einen grö ßeren Nutzen für bcidc Seiten nach sich zieht. Das jüngste Beispiel dafür, wie ein Transfer zw ischen Motorsport und Ser ienentw icklung bewusst forciert wurde liefert der Lc Mans Sieger 2006 : Audi RIO TD I. Aus Marketinggründen und aus de m einfachen Gru nd, weil es bis dato äußerst wenig Erfah rung mit Dieselrennmotoren gibt, lieferte die Seriene ntwic klung maßgebliche Inputs bei der Konzept ion des Rennmotors [A ll ]. Dass sich nicht alle Lösungen direkt aus dem Rennsport für die Serie übernehmen lassen, liegt vielfac h auch daran, dass die Entw icklungsziele nicht dieselben sind. Bei einem Serienprod ukt steht arn Anfang zwar auc h die Optimierung de r Funktion im Vorderg rund und wird später abgelöst durch die Suche nach de r besten Gesta lt (Festigkeit und Materia lverbrauch), abe r letztendlich steht die wirtschaftl iche Herstellung und ein ebensolcher Betr ieb im Vorde rgru nd. Die geforderte Alltagsta uglichkeit verlangt von Serienprodu kten auch eine einfac he und sichere Bedienung ohne Spezi alausbildu ng. Für die Zuku nft ergibt sich wahrsc hein lich ein ncucs Betätigu ngsfeld auf der Seite des Rennsports, das in der Serienentwick lung schon alltäglich ist, näm lich durch den Geda nken des Umweltschutzes. Wettbewerbe, bei denen ein minima ler Kraftstoffverbrauch im Vordergru nd steht, gibt es bereits. Wettbewerbe, bei denen Fahrzeuge mit alternativen Ant rieben konkurrieren sind in Diskussion. Energie-Rückgewinn ungssysteme (KERS kinetic energy recovery systems) , mit denen die Bremsenergie für nachfolgende Beschleunig ung genutzt werden kann , sind bereits entw ickelt und bei einigen Rennser ien im Einsatz. Solche Systeme z ur Rekuperatio n (Rückgewinnu ng) der Bremsenergie sind insbesondere für Fahrzeuge mit elektrischem Antrieb interessant, helfen sie doch den Energiebedarfder Batte rien zu verr ingern. Die Vehemenz und Zielstrebigkeit, mit der im Motorspo rt Entwicklungen vorangetrieben werde n, wäre sicher für die Serie von unschätzbarem Wert.

3 Entwicklungsablauf Oevelopment process Der zeitliche Ablauf der Fahrzeugentwick lung ist gänzlich durch de n Veransta ltungskalender und der - mit Ausna hme von Rallye- und Raid-Fahr zeugen - durch die war me Jah reszeit bestim mt. Ein Formel-I-Team entwickel t und baut jä hrlich ein ncucs Fahrze ug, das kaum mehr als 5 bis 10 Prozent der Komponenten des Vorgängerwagens enthält. Dies erg ibt sich durc h Optimieru ngen und das Reglement kann gegenüber dem Vorjah r stark geänder t worden sein. Ein Form el-i -Fahrzeug besteht aus mehr als 3500 Komponenten [A04].

3 Entwicklungsablauf J an

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Forsch ung und Entwicklung ~_------' ~_ _-----'c"'-''-'='''-''-''='--'''==='--Bild A·13 Aktivitäten eines Formel -l-Tea ms im Jahrestauf. nach [A04J. Die Konstru ktion und der Bau eines neuen Fahrzeuges beanspruchen kaum sechs Monate.

Tab. A-3 Entwic klungseckdaten einiger Rennklassen Klasse

Gesamtbudget [ 60 %), dadu rch hervor ragende Traktio nseige nschafte n. zu nehmend bei Beschleu nig ung und Bergfahr t, immer noch sehr hoch bei Zulad ung im Fahrzeuginnenraum oder vorne . Keine Wär mebe lastung des Innenraums durch Wärmcabstrahlu ng des

3 Konzeptmerkmale Agg regats . Flacher Fah rzeugt un nel (keine Antriebswellen oder Abgasführung). Mit Längseinbau des Aggregats ist ein Allra da ntrie b z ur Vorderachse einfach darstellbar. Nac hrene. Die hohe Hinterachslast erfordert hochwert ige Achskonze pte (vor allem Hinterachse) z ur Erz ielung g uter Fahreige nsc hafte n. Lange Leitunge n ergeben sich bei Wasserkühlung mit vorne angeord neten Kühlern für d ie Kühlung selbst sowie für Heizung und Klim aanl age. Die Karosserievariabili tät im Heckbereich wird durch den Raumbeda rf des Agg regats seh r stark eingeschränkt . Im Rauman gebot konkurrenzfähige Kombilimousinen sind nicht mög lich. Schwie rige Ges taltung einer optimalen Abgasanlage. Übersreuerungstendenz. Seite nwin dempfindlic hkeit. :\I itlelmotoranordnung mid engine design :\Ierk ma le. Klassische Sportwagenkonfiguration mit Motora nordnung vor der Hinterachse. Die Ausr ichtung des Agg regats ist dabei sowohl längs (Getr iebe hint er Motor) als auch quer (analog Fronta ntr iebsquereinba u) üblich. Bed ingt durch den Rau mbedarf des MotorGetr iebe-Blocks ist nur eine zwe isitzige Ausfüh rung sinn voll. Monopo sto-Rennwagen (z. B. Form el I, Formel 3, Formel Renau lt) sind heute ausschließlich in Mittelmotoranord nung ausgeführt. Folgender Aufbau hat sieh bei Formel- und Produ ktionsspor twagen durchgesetzt: Der Motor ist mitt ragend indem er d irekt an die Schott wand hinter dem Cock pit angeschraubt ist. Der Motor wiederum nim mt das Kupplungsgehäuse auf, an das da s Getriebe angeschraubt ist. Die Radau fh ängung de r Hinterac hse ist direkt am Ge triebegehäuse und ma nchmal auch am Motorblock befestigt. Vorteile. Bedingt durch die Anordnung des Aggregats vor der Hinterachse relat iv hohcr Hinterachslastanteil (> 52 % ), dad urch seh r g ute Traktionseige nschaften. zun ehmend bei Beschleu nigu ng und Bergfahr t, neutral hoch bleibend bei Zuladu ng. Fah rzeugkonze pt mit optimalem Fahrdy nami kpotenz ial durch ausgewogene Achslastverteilu ng. Die Wärmebelastu ng des Innenra ums durch Wärmcabstrahl ung des Agg regats ist nur gering. Üblicherweise ist ein Frontkofferraum reali sierbar. Ein zusätzlicher Kofferraum im Heckbereich ist möglich , der Fahrzeugtunnel ist flach (keine Antriebswellen ode r Abgasführu ng). Nac htelle. Vorne angeo rd nete Kühler bed ingen bei Wasserkü hlung lange Leitun gen für Kühlu ng. Heizung und Klimaanlage. Die Karosser ievaria bilität im Heck- und Innenraumbereich ist d urch den Raumbedarf des Agg regats stark eingeschrä nkt. Daher nahez u ausschließlich 2-sitzige Fahrzeuge üblich (a -Sitzigkcit fü hrt z u sehr großem Radstand) . Das bei Lä ngscinbau hinter de m Motor platzie rte Ge triebe erfordert lange Schaltseilzüge und schließt einen Allrada ntri eb aus, der sich auch mit einem Quereinbau des Aggregats sehr aufwändi g gestaltet. Ebenfalls gesta ltet sich d ie Motorw artung schwierig. Ein Fah rzeug mit d iesem Aufb au ist beisp ielsweise der Porschc Boxster. :\Iotorraum engine comparlment Bei der Anordnung des Motors können folgende Überlegungen hilfreich sein. Zunä chst wird ma n eine gute Zugä ng lichkeit zu wartungsintensiven Stellen anstreben. Außerdem ist ein Zu- und Abfuhr von Kühllu ft filr den Motor und Per ipherieteile .Jc bcnsw ichtig" und muss da her unbed ingt sichergestellt werden. Darüber hinaus dar f nicht vergesse n werden.

B

B

Fahrzeugkonzept

d ie Lage der Abgasanlage mit eventuell nötigen Abgas reaktoren cinz uplancn. Ein Motor als mittragendes Eleme nt erleichtert Motora usbau und -cin bau. Ocr Motor muss allerdi ngs für diese Anforderung geeig net sein . Bei Formel-I-Agg regaten kommt es beispielsweise während der Beschleunigung z u einem Leistungsver lust von bis zu 50 kW durch die Verformung des Kurbelgeh äuses unter der Belastu ng [B08].

Kraftstofftank fuet tank Die Anordnung des Tank s wird beim Pkw durch erfo rde rliche C ras hschutzmaßnah men ge prägt. Bei Rennfahrze ugen wird eine zentrale Lage bevorz ugt. Dad urch beeinflusst der Füllstand das Fahrverhalten nur wenig. Allgemein wird bei einem Einsitze r versucht den Tank möglichst kurz zu gestalten ohne den Schwerpunkt an zu heben , wenn der Tank voll gefüllt ist. Dad urch bleibt Platz in der Länge um den Molar und das Getri ebe für die gewünschte Achslastve rteilung z u verschieben. Allerdings sind d iesem Bestreben nach kur zem Tank Grenzen gesetzt. Für ein bestimmtes Füllvolumen bei einer gegebenen Höhe wird der Behälte r breiter. Das F1A-Reglement fü r Formel-I-Fahrzeuge beschränkt bcispiclsweise die Breite auf'x nn m m.

3.2 Konzeptvergleich Concep t comparison Tabelle 8-2 liefert einen gro ben Vergleich untersch iedlicher Fahrzeug konzepte nach ausgewählten Kriterien. Tab . 8 -2 Vergleich von Fahrzeugkonzepten [BOl]. Kriterium

Frontmotor Frontantrieb

Trak tionsvermögen leer 1)

•

Innenraumgröße

H

Kofferra umgröße

H

Karosserievariabil ität Heckbe reich

H

Fahrzeuglängenbedarf

H

2)

Karosseriestrukturbelastung bei Frontcrash

Mittelmotor Hec kant rieb

•

• •

•

Traktionsvermögen beladen 1) Achs konzeptanforderungen

Frontmotor Hec kantrieb

H

Eignung zum Allradant rieb 3) Gesamtgewicht

221

•

• 0

H

•

0

H

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H

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+ (++) H

H

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Wärmeeinf luss auf Innenraum Geräuschein fluss auf Innenraum

Heckmotor Hec ka nt rieb

H

0

•

•

3 Konzeptmerkmale Kriterium

Frontmotor Fron tantrieb

Frontmotor Heckantrieb

Mittelmotor Heckantrieb

Heckmot or Heckantrieb

Leitungslängen Hersteükoste n

Legende: ++ sehr gut bzw. sehr geeignet, + gut, 0 mittel, - schlecht, -- sehr schlecht bzw. ungee ignet 11 Für exakte Bewer tung Berücks ichtigung Steigungs-, Beibwe rt-, Zuladungsverhältnisse erforder lich 2) (0) bei Mittelmotor und Motoreinbau q uer statt längs 31 (++) bei Frontmotor und Mo toreinbau längs statt q uer

Fa hrver halt en und Fah rleistu ngen Driving behaviou r and driving performance Folgende Größen beeinflussen da s Fahrverhalten zum Teil erheblich [B09] und sollen daher in die Konzeptüberlegungen einfließen. :\Iasse mas s. Die Masse hat als trägh eitsbestim mende Grö ße direkten Einfluss auf das Fah rverhalten und d ie Fahrleistungen. Mit zuneh mender Masse steigen Roll-, Besch leunigu ngs- und Steig ungsw iderstand an. Die Belastung der Reifen durch höhere Seitenkräfte nimmt ebenfalls z u. Wenn de r Einfluss der Reifen konstant bleibt, verbesse rt jedes Kilogramm Masse bei Formel I Fahrzeuge n d ie Rundenzeit um ctwa 0,04 s [BI I}. Man rechnet auch mit einer erforderlichen Meh rleist ung von etwa 4 bis 5 kW je kg Mehrgewicht [BI6). Eine Gewich tsreduzierung des Fahrzeugs macht auch bei Untcrsch rcitun g des reglementbedingten Mindestgewichts Sinn, weil da nn d ie Mög lichkeit besteht, mit Ballastgewichten die Massenverteilung de s Fahrzeugs Richt ung Opti mum vorzunehmen. Soga r bewegliche Massen sind de nkba r, die die Massenverteilung für die jeweilige Fah rsituation (Beschleunigung, Kur venfahrt ctc.) anpassen. Der Tyrell P34 (Formel 1, bis 1977 ) hatte einen verschiebbaren Feuerlöscher an Bord , dessen Lage vom Fahrer beeinflusst werden konn te [B IS}. Geri nge Massc nträghcitsmorncnrc, a lso d ie Anord nung aller Massen nahe dem Schwerpunkt, verr ingern die nöt igen Kräfte für eine Richtungsänderung de s Fahrzeugs und verbessern so dessen Agilität. Sc hwer punktlage. A ntriebsa r t, Radstand und Spur weite centre 01 gravny. proputsion, wheelbase und track. Diese Grö ßen beeinflussen die Fahrstabilität entscheidend. Schwerpunkth öhe centre 01 gravity height. Die Schwerpunkthöhe sollte so klein wie möglich gehalten werden. Ein niedr iger Schwerpunkt hält die Achslastverlager ung beim Beschleunigen und Bremsen klein und redu ziert so de n Aufwa nd zur Bremskraftaufteilung vorne zu hinten. Eine extrem geringe Schwerpunkthöhe hil ft auch den Güteg rad de r Seitenkraftverteilu ng hoch zu halten. Ein niedriger Schwerpunkt erhöht auch d ie Fahrstabilität beim Bremsen in der Kurve, siehe Kapitell Bremsanlage. Die Schwerpunkhöhe und auch die Schwerpunktabstä nde zu den Achse n ändern sich im Allgemeinen mit de r Beladung. Achs last axle load. Die Schwerpunktabstä nde und in Verbindung da mit die Achslasten wirken sich auf die Steuerungstendenz aus. Mit z unehmender Vorderachslastigkeit wird d ie

B

B

Fahrzeugkonzept

Unters teueru ngstendenz gefördert . Da bei den meisten Straßen fahrzeugen mit zunehmender Beladurig d ie Hinterachslast mehr als die Vorderachslast zunimmt. ist auch vollbeladen hinsichtlich Fah rstabilit ät in den meisten Fällen der krit ischste Boladungszustand. Bild 8 · 4 ze igt zwar nur für ein bestimmt es Fahrzeug mit gegebener Bereifung auf einer bestimmten Strecke. wie sich eine Verschiebung des Schwerpunkts in Längsrichtung auswirkt, das grundsätzliche Ergebnis ist aber immer dasselbe: Wird ausgehend vom Optimum die Achslast hinten geri nger, nimmt die Trak tion ebe nfalls ab und die Runden zeit wird wegen de r geringeren Besch leunig ung schlechter. Erhöht ma n die Achslast der Antriebsrüder, w ird zwar d ie Traktion besser, g leichzeit ig nimmt jedoc h durch die g rößere Heeklastigkeit die Tendenz zu m Übe rste uern zu. Das geht so weit, dass sich die Rundenzeit wieder vom Bestwert entfernt. Es gibt also ein Optimum und d ieses liegt zwisc hen den Extremen hohe Achslast vorne und hohe Achslast hinten. Als Anhaltswert können die mittleren Achslastverteilunge n von Pkw in Abhängigkeit von der Antriebsart herangezogen werden, Tabdie 8 · 3. Die Schürze nfahrzeuge der Formel I mit Bode neffekt wiesen etwa 45/55 % Verte ilung vorne/hinten auf. Der Fahrer saß dabei erheblich weiter vorne als jetz t. Danach wurden Verhältnisse um 40 /60 gewä hlt. Mit de n breiter werdenden Vorderreifen des Lieferant en Miehclin verschob man den Schwerpunkt wieder weite r nach vorne. Manche Teams fahren so derzeit mit bis zu 46/54 % Achslastaufteilung [B34] . Tab . B- 3 Mittlere Achslastvertei lung von Pkw, nach [B32). Belad ung

Vorderrada nt rieb

Sta nda rda ntrieb % vorn % hinten

% vorn

% hinten

2 Personen vorn

60

40

50

4 Perso nen

55

45

47

2 16 ';j 2 14

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2 12

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208

i 40

Aus dem Betriebscha rakteri stikd iagra mm lässt sieh d ie Betr iebscharakteristik f/J bestimmt durch das Verhält nis der Wärmekapazitätsströme IVL und IYe sowi e de m Wärmestrom k A ablesen. Die Wärmeübcrtragerleist ung Q kann damit vollständig bestimmt werden:

Q = ar . ~Ymi n ' li Tt

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Aerodynamik

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Bild E-72 Wärmeta usche rdiagramm [ED8]. Dem Diagramm liegen folgende Bedingungen zugrunde: Kühlmittel: Wasser-Glykol -Gemisch 50/50 % mittle re Ftototernperetcr 355 K mittle re Lutttemperetur 310 K Aus den Massenstromdic hten ,Ü\.. ,.Ü(" von Luft und Kühlmi ttel folgt die spezifische w ärme übertrager leislung I

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Profiltiefe [ \ )

Bild G-15 Einfluss des Profils auf die mögliche seitliche Haft reibu ng llw,Y eines Pkw -Radialreifens. nach

[G12].

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Reifen: 155 R13 78 S 100 % Profiltiefe - 8 mm Fülldruck: 1.8 bar Fahrgeschwi ndigkeit: 60 km/h Sch räglaufw inkel: 10"

2 Reifen 2,4 bis 3,2 mm hergestellt werde n und g leich benutzt werden kön nen . Sommerreife n für Pkw weise n fabrikn eu verg leichsweise mindestens 8 bis 10 mm Profi l auf. G ummireibung wird z um übe rwiegenden Teil durch Adh äsio n und Deformat ion her vorger ufen . Tritt ein Trenn film zwi schen d ie beiden Kontaktpartner Laufst reifen und Fahrbahn , wird der Ad häsionsanteil drastisch red uzie rt oder sogar aufgehoben und es bleib t praktisc h nur der ger inge re Deformationsanteil über. Bei geringen Wassertiefen baut auch ei n Slick noch brauchbare Kräfte auf, wei l ein gew isser Teil der Rei fenaufstandsfläche noch di rekten Kontak t zur Fahrbah n hat, Bild G-16.

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Fahr trichtung

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Laufst re i f en ange hoben durc h Druck

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Wasser strömt wieder zuruck

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11 YB Fall = 0

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YA

,I Wird rechnerisch nicht berucksichtiqt.

Faß = 0 11 F' A FaB = 05' • -Y - K 11 A

Frll ) F = Oll aA Y

B

Die dy nam isch äqu ivalente Bela stu ng P eines Lagers folgt daraus zu:

P= X · Fr+ Y · Fa Die Faktoren X und Y hängen von der Lagerbauart und dem Bela stu ngsverhältn is (Fa/Fr) ab. Sie können eine m Lagerkatalog entnomme n werden. Tabelle H-6 br ingt eine knappe Auswah l. Tab. H· 6 Faktoren X und Y für einige Lagerarten l ag erbau ar t

Dru c kw ink el

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e

H

Betastun gsvem ältnis

Fe ,F. 5 e y X

Fe 'F, > e X

Y

Schräg kuqeneqer o-Aoc.

40

1.14

0.55

0.57

0.93

Spindellager

25

0,68

0

0,41

0,87

10-30

0,4

1,66

0,67

2,49

Kegelrollenlager Q-Ano.

Die Lebensdauer ei nes Lagers errechne t sich aus der äqui valenten Lagerbelastung P allgemei n zu: Lw Leben sdauer in Millione n Umd rehungen C dyna m ische Tragzahl [k bl]. abhä ngig von Lagerbauart und -größe ; kann ei nem Lagerkatalog entno mmen werden P dyna m isch äquivalente Lagerbela stung [k N] p Lebensd auerexponent l-I . für Kugellager: 3; für Rollen lager: 10/3. Mit ei ner mittl eren Lagerdr ehzahl folgt dara us d ie Lebensd auer in Stunde n:

L = OL,,''l!.-'-'',1I,,6 h nm . 60

Lh Lebensd auer [hj n m mitt lere Lage rd rehza hl [min -Ij

H

H

Fahrwerk

Bild 11·56 zeigt Kegelrollenlager (Iaper rolier hearing) in O -An ordnung . Weil d iese Lagerbauart keine Dichtun g aufweist , muss eine separate Dichtung (2, 7) vorgesehen werden. So können z . B. ax ial federnde Edelstahlscheiben (z. B. Nilosringc) eingesetzt werden. Für Fett sch mieru ng reic ht dies vollkommen au s. Die Lage r we rde n ohnedies nur mä ßig mit Fett gesc hmie rt Ein Distanzring (4) stellt sicher, dass der Lagerin nenring des äußere n Lagers nicht auf die Ausrundu ng der Radnabe (3) gedrückt wird.

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2

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3

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5

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Bild H· S6 Vorges pann te Radlager: Kegelrollenlage r in Q- Anordnu ng,

1 Radträger 2, 7 Dic htsche ibe (z. B. Nilos-Aing)

3

Radnabe

4 5

Distanzring Milnehmerzaplen für Rad

6, 8 äußeres/innere s Radlager

9 10 11

Distanzbuchse Spannschraube Spannscheibe

Eine Lösu ng wie sie unter anderem in der Formel I eingesetzt wird [H IOJ ist auf Bild H-57 zu sehen. Ein Paar dünnwandiger Schrägk ugellager angular ball bearing (4 ) wird über eine Wellenm utter (5) vorgespannt. Die Einstellung der ax iale n Lager vorspann ung wird durch Absc h leifen des Eins tellrings (6 ) vorgenommen. Weil die Lage r selbst eine Dicht ung enthalten, wird keine externe Dicht ung be nötigt und die Lage rung ka nn entsprechend kü rzer gestaltet werden. Ein großer Druckwinkel so rgt für einen großen wirksamen Lagerabstand. Fest-Las- Lageru ng locating/non-locating arrangement. Diese Art entspricht der "k lassischen" statisch besti mmten Lage rung mit zwei Stützstelle n. Ein Lager übe rn immt neben der Radia lkraft auc h die Axialkräfte (Festlager). Die zweite Lagerstelle ka nn nur Radialkräfte aufne h men (Loslager) und er mög licht so ei ne Ausde hnung in axia ler Richtung, wie sie z . B. durch Wärmedeh nung oder Fertigungstoleranzen entsteht. Als Fes tlager kommen Bil d H-57 Vorgespannte Radlager: Sc hrägkugellager in O-Anordnung. 1 Radträger 2 Distanzr ing 3 Radnabe 4 Schrägkugellager, abgedich tet 5 weuenmutter 6 Einstellring 7 Distanzbuchse

290

I

3 Teile der Radaufhängung Bil d H-58 Radlager in Fest-Los-Laqera nordnung, 1 Radträger 2 Wellendichtring 3 Distanzrinq 4 Radnabe 5 Zylinderrollenlager als Loslager 6 Sicherungsr ing für Lager 7 Kugellager als Festlager 8 Spannsch raube 9 Distanzb uchse

nur solche Bauarte n in Frage, die in Achs- und Querrichtung Kräfte aufneh men können, wie etwa Rillenkugellager. In Bild H-58 ist ein Beispiel z u sehen. Das Zylinderr ollenlager cy iindrical roller hearing (5) übernimmt nur Radia lkräfte . Das Kugellager hall hearing (7) arbeitet als Festlager und überni mmt so auch sämtliche Axialkräfte. Eine Spannschraube (8) sorgt dafü r, dass der Verband der Innenringe spielfrei anliegt. Das Kugellager ist selbst gedichtet, daher ist keine externe Dichtung wie beim Zylinderro llenlager er forderlich.

-

. Bild H-59 Kompaktlager auf geteilter Nabe fü r nicht angetriebenes Vorderrad (Formel Renault 2000). 1 Hallering für Kompa ktlager 2 Radträger 3 Kompaktlager 4 Verschraubung der Nabe 5 Zentralsch raube für Radverschraubung 6 innerer Nabenteil 7 äußerer Nabentell mit Radflansch

H

H

Fahrwerk

Weit ere Beisp iele. Kompak tlager können bei geteilte n Naben leicht ausgeta uscht werden. Bild " -59 zeigt ein Beispiel für ein nicht angetrie benes Rad. Die beide n Nabenhälften (6 und 7) werden mit sechs Sch raube n (4) verspannt und halten so den Innenring des Lagers (keine Doppclpassu ng, d. h. die beiden Nabenteile be rühren eina nder nicht). Das Lager wird über den Haltering ( I) im Radträger (2) axia l gehalte n. Dieses Konze pt kann auch für eine angetriebe ne Achse eingese tzt werden, Bild H-60. 2

~3

1

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8 9

-Bild H-60 Kompaktlager auf geteilter Nabe fü r angetriebenes Hinterrad (Formel Renault 2000). 1 Halteri ng fü r Kompaktlage r 2 Radt räger 3 Kompakt lager 4 Versch raub ung der Nabe 5 Zentralschraube für Radve rschraubung 6 innerer Nabe nte il 7 äuße rer Nabe nte il m it Radf lansch 8 Verschra ub ung m it Gleich laufge lenk 9 Antriebswelle

Gestaltung von Ra dtagerungen. An den Innenringe n liegt Punk tlast (point load ) vor, deshalb kan n der Lagersitz auf de r Nabe lose sein (Toleranzlage etwa k6 bis m6). Die Auße nringe erfahren eine Umfangslast (circumf erentiut load v und müssen daher fest im Radträger sitzen, dam it sie nicht wandern (Toleranz N7 bis P7). Ist der Radträge r aus Leichtmetall, so ist wegen dessen g rößerer Wärmeausde hnung die Toleranz zu wähle n, die eine engere Passung ergi bt. Das Lager ist dann zwar nur mit Tempe ratu rdiffe renz (um 125 "C) fügbar, es wande rt aber eben bei Erwär mung durch die Bremsan lage auch nicht.

H

3 Teile der Radaufhängung Für und Wider der gr undlege nden Lagerungsmöglichkeiten sind in Tabelle mengefasst. Tab H-7 Verg leich von Lagerungsvar ianten nac h

I

Paar vo n Einzell ag em

Variante

H ~7

zu sam -

[Hlll

Kompaktlager

ctffi öJ

Lag er 3. Generation

I

~

Vorteile

+ billig + leicht + einzeln tausc hbar + einstellbar

+ preiswert + leicht + geringe Spieltoleranz + Lagereinheit tauschba r

+ beste Spieltoleranz + beste Lebensdauer + einfac he Mo ntage

Nachteile

- große Spieltoleranz

- Streuung der Lebensdeueru

- Meh rkosten - Meh rgewicht - An passungs konstruktion des Radträgers

I ) Beim Einpressen in den Radträge r sind d ie Rad ialkräfte nicht gleichmä ßig verteilt. Diese Ungleich mäßigkeit kann die Lebensdauer reduzieren.

Bild H-61 zeigt d ie Lage rung eines nicht angetriebenen Rads mit zwei getrennten Lagern. Für die Außenringe sind zwei getrennte Passungen mit Festsitz erfo rde rlich (Umfangslast). Bei den Inne nr ingen reicht ein loser Sitz (Punktlast). Am äußeren Lager ist das auch erforderl ich, weil mit d iesem über die Ax ialkra ft der Kronen mutter die Vorspannung bzw, das Lagerspiel j ust iert wird. Der wirksame Lagerabstand beträgt etwa 20 % des Reifenradius. Dichtun g sealing. Die Dichtu ngen erfü llen bei Lagerungen zwei Aufgaben: Austritt von Schmiermittel verhi nde rn, • Sch utz vor Verunre inigu ng von auße n. Die Ano rdnung de r Dichtunge n kann im Lager selbst oder au ßerhalb d ieses erfolgen. Die Dichtungen können berührend oder berü hrungslos gestaltet werden. Schleifende Dichtungen haben eine größere Dichtwirkung . erze ugen jedoch Reibung. Bei berührungslosen Dichtu ngen wiederu m ka nn Schmierstoff aust reten. Dichtunge n, die im Lage r integ riert sind , helfen n icht nur die Baulä nge der Lagerung zu reduz ieren sonde rn auch den Schrnicrfcttbcdarfirn Lage r klein zu halten, was die Reibverluste mindert. Für ei n typisches Formc1-1-Vorderradlager genügen 0,8 g Fell über die gesa mte Lebe nsdauer [H lü]. Bei Pkw werde n, falls sep arate Dichtunge n geb raucht werde n, Dichtringe (shaft seal) verbaut, d ie neben der eige ntl ichen Dichtlippe inne n noch z usätzlich außen eine Staubschutzlippe aufweisen, Bild H~61. Eine einfache Art de r Lagerung mit einem Kompaktlager zeigt Bild H ~ 64 .

H

Fahrwerk

Bild H- 61 Lagerung eines nicht anget riebenen Rads. 1 Splint 5 Radflansch

2 Kronenmutter 3 Scheibe mit Innenlasche 4 Kegelrollenlager

6 Achszapfen 7 Kegelrollenlager 8 Wellendichtring mit Staubsc butznooe außen

Das Laufspiel zweie r Kege lrollenlage r (3, 7) in Q·Anordnung w ird durch d ie K ronenm utter (2) eingestellt Die Mutter se lbst w ird du rch einen Spl int (1) ges ichert. Zusätz lic h we ist die Sche ibe (3) eine Lasche auf, die in eine ins Gew inde gefräste Nut gre ift. Ein Wellend icht ring (8) dichtet die Lagerung nac h außen ab. Eine zusätzliche Staubschutz lippe bietet Schutz gegen Schmu tzeint ritt von außen .

1

_

------2 3 4

Bild H- 62 Lagerung eines nicht anget riebene n Rades einer Pkw -H interac hse (vgl. B ild H- 39).

1 2 3 4 5 6

Radflansch Radlager Achszapfen Mutte r Trägerplatte Lanpstenksr

Der Radf lansch (1) bildet die Außen-lauffläche der Radlagerung. Die Innenringe der Lagerung werden über d ie Mutter {4) gegen eine Schu lter des Achszapfens {3) verspannt. Der Zapfen selbst wird an der Trägerplatte (5). die an den Längslenker (6) angeschweißt ist. angeschra ubt. Eine in den Radflansch eingep resste Kappe d ichtet die Lagerung nach außen ab.

3 Teile der Radaufhängung

l1

G 3 4

I I

o--i--

Bild H - 63 Lagerung eines angetr iebenen

Rades einervorderen ractcnrenoen Feeerbein-

ecree . 1 2 3 4

Radlräger (Schwen klager) Radlager Radflanseh Wel lenzapfen mit Aulnahmetopf des Festgelenks der Gelen kwelle 5 Mutter 6 Führungsge lenk

5

Der Innanring des Radlagers wird mit der Mutter (5) zw ischen Radflanseh (3) und Wellenzap fen (4) vorgespannt. Den Außenr ing nimmt das SChwenklager (1) auf. Der Radantrieb erfo lgt über die Gelenkwel le. deren abgebildeter Zapfen (4) eine Steckverzahnunq aufweist. mit der er d ie Verbindung zum

neoneoecn (3) herstellt.

3

I

5

4

"

!

Bi ld H -64 Lagerung eines angetriebenen Rades mit einem Kompaktlager. 1 Radf lansch 2 Schraube 3 Schrägkugellager. zweire ihig 4 Passst ift 5 Flansch für Gleichlaufgelenk Das Anlriebsmomenl wird über sechs Passstifte (4) auf den Radflansch (1) übe rtragen. Der Innenr ing des Radlagers w ird zw ischen den Flanschen (1} und (5) du rch die Schraube (2) vo rgespannt.

H

H

Fahrwerk

3.5 Berechnung Calculation Lastannahmen fü r die Berechnung von Fah rwerksteilen basiere n auf Telemetrie-Daten. Dieselben Lasten werde n natürlich zur Auslegu ng der Räder und Reifen hera ngezogen. Liegen keinerlei Lastkollekt ive (s. Anha ng) oder Daten vergleichba rer Fah rzeuge vor, kann man grob VOll folgenden Lastfa llen ausgehen, wenn die aerodynamischen Abtriebskräfte unberücksichtigt bleibe n, nach [HOl]: a) maximaler vertikaler Stoß (Schlag loch):

F w.z = 3 F w.z .o F w.z.o statische Rad last des vollb etankten Fahrzeugs mit Fahrer [N ]

Wl

b) extre me Kurvenfa hrt . kurvenäußeres Rad :

F w.z ~ 2 F w.z.o F W.Y ~ w.y

:0

2 ~ w.Y • F W.Z.O

Reibkoeffiz ient in Q uerrichtun g I- I

c) extre me Kurvenfa hrt . kurveninneres Rad:

FW.Z

:0

FW.Z.O

F W.Y

:0 -

F.I l ,v Fw,z

~ w.Y • F w.z.o

d) extre me Bremsu ng: vorne: Fw.Z,f :O 2 FW.Z.f.O; FW.X .b,F:O 1,5 ~w,x • FW.Z,F.O hinten: FW.Z.r :O FW.Z. r.O; FW.X.b.r :O 0,8 ~w.x • FW.Z.r.O ~ w. x

Reibkoeffizient in Längs richtung [- ] Fw,z

c) extre me Anfa hrt :

.1 .e< ' V. ",-"

Frontantrieb (nur Vorderräder):

Fw.z.r= 1,5 Fw.z,C.o ; FW • X•a = Pw.x · Fw.z.r.o Hinter mdant rieb (nur Hint erräder): F W.Z,r = 1, 8

F wz.r.o

:

F W,X.a

:0

1,5

J1W.X . F W•Z •r•O

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65 ~

60

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o +--

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•cc

~ ~

- , 50:-- ..;.- 25.;..- 300 ;-- -+ 55 ~ 200 0 350 CD Ges c hwi nd ig keit v., [k m/ h]

Bild 1-11 Verlauf der B rernsverzöqerunq über der Geschwindigkeit und dazu gehörige ideale Bremskraftver teilung eines cormer-t-waqens.

nach [101). Mit sinkender Geschwindigkeit nimmt die Verzö gerung ab, weil der Abtrieb mit dem Q uadrat der Geschwindigkeit abn immt und die Reifen nicht mehr d ie ursprüng liche Bremskraft aufbauen können.

Idealerweise ändert sich die Brcmskraft vertcilung während des Bremsm an övers. weil ja d ie Verzögerung wegen aerody namische Abtri ebshilfen und geschwind igkeitsabhäng iger Reibungswerte nicht konstant bleibt. Bild 1-11. Im Gegenteil nehmen der Abtrieb und somit die Reifenkräfte ebenso ab. Bleibt die aerody namische Balance bei der Gesc hwind igkeitsab nahme gleich. so muss sich d ie Bremsk raft aufteil ung trotzdem wegen de r Achslastverschiebung ändern . Tatsächlich sieht die Situat ion etwas ander s aus. weil d ie meisten Fah rzeuge durch das Nicken beim Bremsen die Abt riebsa uftei lung ändern . Der Frontflügel kommt bei großer Verzöge ru ng näher z ur Fah rbah n und der Abtrieb vorne steigt überproportional an. Sinkt die Verzögeru ng. sin kt der relative Abtrieb santeil der Vorderachse . Dadurch muss der Bremskraftanteil vorne bei geringen Gesc hwindigkeiten stärker abneh men als in Bild I-l I. Die Fah rer nehmen eine .,Verstellung" der Bremsk raftaufteilu ng während de s Bromse ns nicht mit dem Drehknopfim Coc kpit vor. sondern durch gleichze itiges Bremsen und Gasgc ben. Am beste n ka nn d ieser Fahrstil pra ktiz iert werde n. wen n zum Schalten nicht mit dem Fuß gekuppelt werden muss. Durch Gasgeben wäh rend des Brcmscns erha lten die angetriebenen Hinterräder ein Gege nmoment zu m Brems mome nt. Dieses wird da durch klein er und die Bremskra ft verlagert sich zur (nicht angetr iebenen) Vorde rachse. [!'"Stell ung eines Vel'"tei lu ngsd iagl'"amms de r Br ems kräfte. 1. Die Kurve n der idealen Bremskra ft verteilung F W•X •B•r = f (FW.X .Bf' hy ) folgen aus GIn. (1.2) und (1.3) f ür ko nstante und g leiche Reibwerte a n beiden Achsen: F W.X.B.f F W.X.B.r

=

IIW.X.f . FY.Z.f . IIW.X.f . FY.Z.r

=I m

-

FW.X.B.r FV.Z.1

=

FW.X.B.f FV.Z.1

im

2. Die Ge raden konstanter Abbremsung z F W•X .B•r = f( F W.X .B.f' z) folgen aus GI. (1. 1):

, = F w.X.IU + F W.X.Il .r = -"x g FVJ .1 F V.Z.1

F W•X.B•r F V•Z•1

= ax _ Fw.X•B•f g

F Y •Z•1

3. Die Ge raden konstanter Haft reibung F BlI = f (Fllv , J.l) erge ben sich zu: FV.Z.f = Fy J .t - FV.Z.r Mit FV.Z.f + FY.Z.r = FV.Z.1 und umgestellter GI. (1.3) Fy.Z,f FY.Z.r . im folgt:

=

(1.4 )

(1.5)

I

3 Physikalische Grundlage n

Fy.z.r =~ Fy •Z.\

(1.6)

I + im

u"d F Y •Z•r

=- -

Fy.z.\

(1.7)

I + im

Aus Gin. (1.1 ) mit (1.2) wi rd I/W.X.f . FY.Z.f

+ Ilw.x .r . FY.z.r

F y .z.!

Fy.Z.l

=z

(1.8 )

GIn. (1.6) und (1.7) in GI. (1.8) eingesetzt und im mit GI. (1.3) subst ituiert erg ibt einen Ausd ruck für z: _--,I~ , ,,~·.~X~.,~/~,~+_,~,~w~.X~.~,~ Ir_

Z ="7

Ir + Ir + hy U1W-Kr -

_

(1.9 )

I IW-Kf)

Die fü r da s Diagramm benötigte n bezogenen Größen der Bremskräfte ergeben sich durch Einsetzen von Gin . (1.5) in GI. (1.8). Zunächst für die Bremskraft der Vorderachse: FY/..f

Fy.z.t

z - PW.X.r I lw .x .r

IJw.X.f

und damit

F W•X•B•f

Fy .z.l

=

FY.z.r Pw .x.,--F:

Y.Z.!

Die gesuchte bezogene Bremskraft der Hinterachse in Abhängig keit der Bremskraft an de r Vorderachse folgt daraus mit GI. (1.4):

FW•X.B.r Fy.z.!

= z-

FW. X.B.f

Fv.z.\

Die Punkte de r Geraden konsta nter Reibung auf den Koordinatenachsen des Diagramms entsprechen den beide n Extrem fällen. wenn nur eine Achse allei ne brem st Brem sung nur hinten ; Bremsung nur vorne; FW.X.Il.r

Fy .z .!

=z

I W.X.r Ir = :-:-;--='-'----;-J

If

+ Ir + Ilw .x .r h v

FW.X.ll.f

Fv.z. !

=z=

l/w .x.f Ir If

+ Ir

IIW.X.f h v

4. Die Geraden, die eine konstante Bremskraft ver teilun g beschreiben. folgen zu: $ r $ r F W.X.B.r = €Pr F W.x . ß . f = 1- $ r F W.X.B.f

Einige Rennfahrze uge nutzen auch eine Verstellung der Bremsk räfte link s z u rechts. So wird da s hintere kur veninnere Rad stärker bei der Kur venein fah rt gebremst. da mit in enge n Kurven da s Einlenken verbessert wird. In der Formel 1 ist diese Möglichkeit im Gegensatz zu ande ren Ren nserien verboten. Der Nutze n ist nicht z uletzt wegen der erhöhten Anforde run gen an den Fahrer umstr itten [113).

1401

I

Bremsanlage

Brem skraftregelungen zur Vermeidu ng des Bioeklerens de r Räder (ASS, s. Anha ng) werden im Renns port kaum eingesetzt. Auf welligen Untergr ünden führen Radlastschwa nkungen zu einer Verlänger ung des Bremswegs. Derzeitige AS S-Einrichtu ngen verstärken diesen Effekt . indem sie auf Entlast ungsphasen des Rades zu träge mit Zurücknahme der Bremskraft reagieren. Bei Serienfah rzeugen war das Entwic klungsziel auch nicht eine Optimierung des Bremswegs, sondern die Aufrec hterh altu ng der Lcnkbarkcit bei m Bremsen. Die optimale Bremskra ftvert eilung hängt durch die Schwerp unkthöhe auch davon ab, ob das Fahrz eug be rga uf oder bergab fah rt, d. h. die optima le Einstellung in der Ebene passt nicht für geneigte Fah rbahnen. Ein wic htiger Aspekt bei der Bremskmftau ftei lung ist ebenfall s die Erhaltung der Fahrstabilit ät. ln Tab elle 1·2 sind Maßnahmen z ur Stabilitätserhöhung beim Bremsen aufgelistet. Dabei wird nach de m Fahrz ustand Bremsen in der Kurve sowie unterschiedl iche Reibwerte links und rechts unterschi eden. Nicht alle Maßnah men erweisen sich als gleichermaßen günstig. Während beim Bremsen in de r Kurve die entscheidenden kurvenä ußeren Räder das Fahrzeug nach au ßen lenken sollen, sollen bei unte rschiedlichen Reibwerten d ie wichtigeren Reifen - das sind jene auf der Seite mit mehr Grip - vorne z ur Seite mit wen iger Reibung und hint en z ur Seite mit mehr Reibung lenke n. Zwei Merkmale zeigen sich dabei jedoc h " ko mpromisslos" g ünst ig; Nied riger Fahrzeugschwerp unkt und hohcr Brem skraftanteil an de r Vorderachse. Tab . 1·2 Ma ßnahmen zur Stab ilitätserhöhung beim Bremsen in Kurven und bei unterschiedlichen Reibwer ten links und rechts [116]. M aßnah m e, M erkmat

beim Brem se n in der Kurve

bei unter schiedli ch en Rei bwerten links und rec hts

,"

," ,"

Nachs pur unter Bremskraft vorn Nachspur unter Bremskraft hinten Nachspur beim Eintedern vorn negativer Lenkrollradius niedriger Fahrzeugschwerpunkt

rone r Bremskraftanteil an der Vorderachse hohe Untersteuerrese rve ABS mit select tow an de r Hinte rachse ABS mit Giermomentenbeeinflussung ABS 1) mit CBC/ABS+

+"

ESP' ) Legende: + günstig. - ungünstig. 0 kein oder geringe r Einfluss, • bewir kt Bremswegve rlängerung 1) siehe Anhang

I

3 Physikalische Grundlagen Kon st ruktive Realisierung d er Bremskratraurteüung vorn e zu hinten ways to set up the bias of effo rt between front and rear brakes. Die gewün schte Bremskraft auftei lung kann aufunterschiedlic he Arten rea lisiert werde n, wenn eine ll-Auft eil ung der Bremskreise (vgl. Bild 1-15) vorliegt [1 13]: a) Unterschied liche Radbr emszylind erdureh messer erze ugen unterschied liche Bremsk räfte bei gleichem Hauptbremszylinderdurchmcsscr. Diese Art ist bei Rennfah rzeugen z u bevorzugen. Die Nchmerzylinderdurchmcssc r sind an der Vorderachse größer als an der Hinterachse bzw. die Bremsza ngen an der Vorderachse weisen mehr Kolben auf. Damit si nd die Bremskräfte vorne grö ßer als hinten. b) Unterschiedlic he Hauptbremszylinder bewirken bei gleichen Radb rem szyli nde rn zwar im Gru nde da s Gleiche, führen aber zu unterschied lichen Kolbenwegen in den Gebe rzylindern , die vom Betätig ungsgestä nge ausgeg lichen werde n müssen. Der Hauptbremszylinder für die Vordera chse muss einen k leineren Durchmesser aufweisen als je ner für die Hinterachse. Bei gleicher Pedalkraft ist somit der Druck an den vorderen Bremszangen g rößer als an den hinteren. c) Gr ößere Scheibe ndurch messe r füh ren z u g rößeren Bremskräfte n bei sonst unverändert en Parametern . Eine größere Bremsscheibe hat auch de n Vorteil einer größeren wärmeabführenden Fläche. So werden die Bremsscheiben an der Vorderachse g rößer ausgeführt als an der Hinterachse. d] Eine mechan ische Aufteilurig der Betät igungskräfte ermöglicht unterschied liche Bremskr äftc. Dies wird z. B. durch ein Waagebalk ens ystem realisiert (siehe unten) und für die Feineinst ellun g während der Fahrt verwe ndet. Bei Ände rung de r Wett er verhältnisse kann der Fahrer ohne Boxenstopp die Bremskraft zur Hinterachse verlagern und ein Überbremse n der Vorderräder aufnasser Strecke vermeiden. e) Die Bremskraft kann du rch ein Druckb egrenz ungsventil in de r Bremsleitu ng beg ren zt werden. Ein solches Ventil in de r Zuleitu ng zu den Radbremszylin dern der Hinterachse lim itiert de n maximalen Betätigu ngsdru ck in dieser Leitu ng auf einen bestimmten Wert ohne den Betätig ungsd ruck an der Vorderachse zu beeinflu ssen (siehe Absch nitt 6) . Das Betätigu ngsdru ckverhältnis vorne zu hint en kann auch in Abhängigkeit vom Druck selbst und /ode r von der Achslast verände rt werden (siehe Absch nitt 6).

waagebatkensystem balance bur. Dieses System der Bremskraftaufteilung ist weit verbreitet und findet sich in prak tisch allen Renn klassen. Das Prin zip ist in Bild 1-12 dar gestellt. Die Bilder D-2X und 0-29 bieten eine Übersicht über d ie Einbau situation mit dem Bremspedal. Das Bremspedal (I ) überträgt d ie Fußkraft über eine Hülse auf den Waageba lken (2). An dessen Gewindeenden befinden sich Drehzapfen . d ie d ie Kolbens tangen au fnehmen . Jeweils ein Hauptbremszylinder (3) wi rd von einer Kolbenstange betä tigt. Wird der Wagebal ken gedreht, wandert er entlang seiner Achse, weil die Drehzapfen ein Muttergewi nde aufweisen. Dadu rch ände rt sieh das Hebelverhältnis zwisc hen den Kolben stangen . Eine flexible Welle füh rt von einer Aufnahme des Waagebalkens zum Fahrerplatz. von wo das Drehen einfach durchgefü hrt werde n ka nn. Das Maß a z wischen den be iden Hauptbremszylind ern muss identisch sein mit dem Maß zwischen den beiden Drehpunkt en der Drehzapfe n. Der Waagebalk en muss bei allen Ped alstellungen in einer parallel en Ebene zu den Bremszylind ern liegen.

1403

I

Brem sanlage

d Pi ,t1 , f

a

a

r

hinten

b Bi ld 1-12 Prinzip eines waaqebejkensystems. a symmetrische Kraftaufte ilung b jlb, - 1, b Waageba lken verschoben, b1lb, < 1 1 Bremspedal brake pedal 2 Waagebalken balance bar 3 Hauptbremszylinder vorne bzw. hinten brake master cy/inder

Beim Bremse n wird d ie Fußk raft über das Pedal auf d ie Kraft FRd übersetzt, d ie auf den Waagebalken wirkt (vgl. Bild 1- 1l~ ). Ocr Balken teilt d ie Kraft FRd über das Längenverhältnis bf l b, in die Kolbenstangen kräfte auf: Kraft vom Bremspeda l au f den Waage balken [N]

b,

!C" r, r = !C' d -I + I

'r

!Ce

r.r

Abstä nde des Gele nklagc rs von den Drehzapfen vorne bz w. hinten [mm]. siehe Bild [-12. Es gi lt: h f + h r = a '" const.

'r

b,. = !C'd - - br + br

Tabelle 1-3 führt die Auswirkungen eines Waagebalken s an Hand eines Zahlenbeispie ls für Bild [-1 2 vor. Tab . 1- 3 Wirkung eines Waagebalkens

F"

b.

b,

F p r,1

r-;

[NI

[mm]

[NI

(m m]

(bar]

a

1300

30

30

750

b

1300

25

35

758

Stellung Waa ge balken

d p1,h,1

d P1,h ,r

P hydd,n

au f d ie Ant riebsachse reduzierte Masse für den Ga ng n [kg]

J rcd,n

red uziertes Massent rägheitsmoment eines rotierenden Teils für den Ga ng n [kgm- ]

Der Besch leunigungsw idersta nd folgt mit d ieser ncucn Größe z u: F.

"x

Beschleunigu ngswi dersta nd [N] Fahrzeugbeschleunigu ng in Längsrichtung [m/s2]

Das red uzierte Masse nträgheitsmoment eines Teils ist proport ional de m Massentr ägheitsmomcnt um die Drehachse d ieses Teils und de r Übersetz ung zu m Quad rat. Bei g roßen Übe rsetz ungen werden fü r das Fahrzeug somit auch relativ kleine Drehmasse n bede utend, Beim Zu rückscha lten in einen z u niedrigen Gang kan n der Besch leu nigu ngswiderstand von Kupplung und Motor zum Block ieren der Antr iebsräder füh re n.

494 1

K

2 Getriebeplan und Zugkraftdiagramm Verei nfacht ka nn der Beschleunig ungswid erstand auch angesc hrieben werden z u:

Drchrnasscnzuschtagsfaktor [- I. Wcrte r . B. aus Bild K-7

km

::l 1, 5

,···········r·········-······,····-·····-·····,'······ .

" E

t •

• • s: o ,• e •• ••E • o" ~ ~

o

~

1 ,4

---

1 ,3

I

-~- ----..----.-1------.---

j

--..--1

a.

-------l -------------.L

1, 1 11 4 .

1,0

..1

,i

.....

1 ,2

N

~

!

.......•i ··__·········i······_- ..,..+.....

0

•• 3

6

9

Überset zung i ,

12

t -J

15

,!

___..J

,.

Bil d K-7 Richtwerte für den Drehmassenzusch lagsfaktor. nach [K0 1]. Die Gesamtübersetzung i1folgt nach Abschnitt 4. Fürden 2. Gang ist zusätzlicheingetragen.wiesich aus einer Übersetzung mit dem Streuband ein Wertebereich für km ergibt.

G esa mt fa h rw ide rstand total road reststunce F dr. Die mimtest erforderlic he Zugkra ft an den Antriebsr äder n ist gleich der Summe der Fahrwi derstä nde . Fdr =

FR + Fa + FL + Fq + F3

F dr Gesam tfa hrwiderstan d [N]

2 Getriebeplan und Zugkraftdiagramm Traction force diagram G et r iebepla n gear chart. Die theoret isch erre ichba ren Fah rzeuggeschwind igkeiten in Abhä ngigkeit von Reifengröße und Übersetz unge n lassen sich übe rsichtlich in ei nem G etriebcplan (auch Sägeza hnd iagramm oder Gesc hwindig keits- Drehza hld iagra mm) da rstellen. Dabei bleiben Reifen schl upf und Reifenwachstum unberücksichtigt. Die Gesc hwind igkeit nimmt dann linear über de r Motordrehzahl z u und errechnet sich aus der Gesamt übersetzu ng (siehe Abschni tt 4 ) und der Reife ngröße. Die Maximalgeschwind igkeit fiir ei nen Gang n folgt somit aus der Maximald rehzahl des Motors zu: 3. 6

"v.max.n =

rr

30

nM.max . l(jyn

i t •n

VV.m3x.n

Maximalgeschwindigkeit für den Gang n [km/h] Maximaldreh zahl des Motors [min -I] G esamtüberset zu ng im Ga ng n l- ! dynamischer Reifenradi us [m] , s. Tabelle K-4

1495

K

Getriebeauslegung

18 000

-

":"c:

16 000

~ ~ o

•

~

4.

5.

I

6.

7.

----.1 , -----1

-- !--

r! 120 00

~

3.

I ····t--

.=. 14000

~

2.

1.

------------,--- -- --

----1---

10000

I

8000

_ ____·_i

6000 4000 2000

o

---------------------j-------

o

50

--------1------- ----------+----------:::=1 -i-__

~

~

·i

_ _ _ _ _: :t~:~:=_--- --1-- -- --------~ --------i - - -1 ---------i---- ----------------:

100 150 200 250 Ges chwi nd i gk eit v- [km/h ]

300

Bild K-8 Gelriebeplan Perren Fl -200Q, nach [KOg). Die maximale Motordrehzahl des vtc-ar-seocroctcre liegt bei 18 000 mm-t . Die Übersetzungen der 7 Gänge sind für den Stadtkurs in Monaco ausgerichtet. In der langsamsten Kurve fällt die Motordrehzahl im 1. Gang auf 6000 min-t ab.

Bei de r Drehzah l nM = 0 ist auch die Geschwindigkeit I 'V = O. Dam it läss t sic h ei nfac h für jeden Gang der Geschwin digkeitsverla uf übe r de r Dre hza hl al s Gerade d urch de n Nu llpunkt dars te llen . Bild K -H. Z ug k raftd ia gra m m tractton forc e diagramm . In einem Zugk raft diagra m m werden die an den A ntriebs räde rn zur Verfügung stehende Zugkraft und d ie Fahrwiderstände über de r Fahrgeschwindigkeit aufgetragen. Die vorhandene Zugkraft hä ngt vom Gang (a lso de r Gesamtübersetz ung ) und von der Momentenkenn linie des Motors ab. Zusätzlich kan n noch die so genannte Zugkra fthyperbel eingetrage n werden. Diese entspricht der maximal möglichen Zugkraft bei einer ko nstanten Leis tung. Mo me nte n ken n lin ie eines Ve r bren n ungsmotors toroue curve. Ein Verbre nnungs motor ka nn nur in einem bes ti m mten Dre hzah l- und Dre hmomentenbereich betrieben werde n. Dieses Kennfeld wird demn ach durch die Ext remwerte d ieser Größen begrenz t. Innerhalb des Kennfeldes wird d ie Last des Motors m it dem Fahrpedal gestellt, die Drehzahl ergibt sich da nn durch den Widerstand. den der Moto r übe rw inde n muss. Ein Verbrennu ngsmoto r gib t sei n maxi males Drehmoment an der Volllast (also WO % Fahr pcdulstclhmg] in ei nem chara kte risti schen Verhalte n über der Drehza hl ab, Der Verlauf hä ngt unter andere m vom Brennverfa hre n (O tto, Diesel). von de r A rt de r Luftzufuhr (Saugmotor, aufgeladener Motor) und von de r Aus fü hru ng (Saugrohrlängc. Vent ilsteuerzeiten. Bohru ng/ Hubverhältnis usw.] ab. Im Grunde sieht er abe r so aus wie in Bild K-9 dargestel lt. Im St illstand. also bei Dreh zahl O. ka nn der Motor kein Mome nt abgeben. für sei ne Funktion benötigt er eine gewisse Mindcstdrehzähl. Durc h gasdynam isehe Effek te ni m mt das Volllastmoment zu näc hst m it der Moto rdrehza hl zu . erre icht ei nen Max ima lwert. das Nenn moment. und fällt schließl ich w ieder ab, bis der Motor sei ne Maxi ma ldre hzahl er reicht. Entweder weil er nicht mehr genügend Luft erhält ode r weil der ma ssebehaft ete Ventilt rieb fun kt ion sstö rende Schwi ngu nge n vollführt.

K

2 Getriebeplan und Zugkraftdiagramm

lA"....

01'----:--i------;.-----,,---±--L.t_ o

Bil d K-9 Allgemeines Kennfeld eines Verbrennungsmotors . n min minimale Moto rdrehzah l minimum engine sceea n max maximale Motordrehzahl maximum engine speed nn Nenndrehzahl - Drehzahl bei Nennleistung PM.n reteä speed MM Motordrehmoment an der Volllast wor engine torque MM,max ma ximales Motoro-enrncment (Nennmoment) rated torque MM.8 Motorbremsmoment engine braking forque PM Motorleistung engine power PM,n Nennleistung (maximale Motorleislung) maximum power

Die Leistungsku rve ergibt sich daraus durch Multiplikation aller Momentenwerte mit ihren Drehza hlen (P ist direkt proportional /11 und 11). Im Schiebebet rieb (FahrpedalsteIlung () %) gibt der Motor kein Moment ab. sondern muss angetriebe n werden. d. h. das Motormoment wird negativ. Dieser Bremsmomentenverlauf steigt linear über der Motordrehzahl an. Zu gkr aft an de n R ädern F w•x.,,' Die vom Motor zur Verflig ung gestellte Zugkraft an den Antriebsrädern ergibt sich dur ch das Motormoment gewandelt durch die Gesamtübersetzun g im betrachteten Gang und abgcmindcr t durch de n Wirkun gsgrad des Antriebsstrangs: F W•X•A•n

F W•X •A •n

PM iH M

"v "uyn

'I

==

3.6·PM (nM) ]000 ' "v

'I ==

M M(IlM ) · i1. n "dyn

'1

Zugkraft an den Rädern im Gang 11 [N] Motorleist ung bei Drehzahl 11M [kw ] Motormoment bei Drehzahl 11M [Nm] Fahrgeschwindig keit [km/h ] Gesamt übersetzu ng im Gang 11

l-I . Abschn itt 3

dynam ische r Reifenradiu s [m]. Tabelle K-4 Gesamtwirkungsgrad des Antriebst ra ngs l-l- siehe Kap. M

14 97

K

Getriebeauslegung ZU2kraftdia~ramm troction force diagramme. Der fahrbare Bereich eines Fahrzeugs kann in einem Zug kraftdiagra mm dargestellt werde n. Bild K-IO. Dabei wird über der Fahrgeschwindigkeit IV d ie Zugkraft F V.X. A an den Ant riebsrädern aufgetragen. Die Grenzen des fah rbaren Bereichs (schraffiert dargestellt) geben die maximale Motorleistung P M •max ' dargestel lt durch d ie Zugkrafthyperbel. und die Haft ung der Reifen (Kraf'tschlussgrcnzc gegeben durch F W,X.max) vor. Die Höchstgeschwindigkeit ergibt sich durch das Gleichgewicht zwisc hen maximaler Zugkraft und Fahrwiderständen (Bild K-II ). Die ideale Zugkraft hyperbcl ergibt sich d irekt aus der Höchstleistung des Motors:

F

v.x.u

=

3,6' PM .max I flO()· IV

F V•X.id P M•max

vv

idea le Zugk ra ft (N] ma xima le Motorleistung lt wl Fahrgeschwindigkeit [k m/ h]

Die effekt ive Zugk rafthype rbel folgt daraus mit Berücksichtigu ng de s Wirkungsg rades des Antriebstrangs: F v.x.c = F v.X . id . '/

F v.X .c

n

effe ktive Zugkraft (N] Wirkungsgrad des Antriebstrangs

l- l

Kraft SChlussgrenze F. x..u... ideale Zu krafth erbel F effektive zugkrafthyperbel Fv •

o

Zugkraftangebot des Moto rs F•.• -I'--L.-"~

o

"--L

•

_

Geschwindigkeit vy

Bild K· 10 Zugkraftdiagramm eines Fahrzeugs ohne Schaltpetriebe. Die ideale Zugkraft eines Fahrzeugs erg ibt sich aus de r maximalen Motorleistung und der Fahrgeschwindigkeit. Die effektive Zug kraft folgt dara us mit Berücks ichtigung des Wirkungsgrades des Antrie bsstrangs. Die Zugkraft des Motors deckt nur einen kleinen Bereich des schraff ierten Kennfeldes ab.

Hau ptfun kt ton eines Ge triebes. Damit da s vom Motor freigesetzte Drehmoment an den Rädern über eine n g roßen Gesch windigkeitsbereich und bis zu den möglichen Grenze n des fahrbaren Bereichs genutzt werden kann . muss ein Element im Antri ebsst rang den tatsächlichen Kra ftverlauf des Motors an die effe ktive Zugkrafthyperbc1 anpassen. Dieses Element ist ein Getriebe mit veränderbarer Übersetzu ng. also ein Scha lt- ode r Automat ikgetriebe. IJild K-I I ze igt die Wirkung eines Vierganggetr iebes. Der Zugkra ftverla uf des Motors wird durch d ie Übersetzu ng eines bestimmten Gangs skalicrt. Der Verlauf ta ngiert die Zug kraft-

498 1

K

2 Getriebeplan und Zugkra ftd iagramm

.

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zugkraftangebot i m 4. Gang...f•.LA..~ _

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Zugk raftbeda rf : Fahrwiderstandsl inie F

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4 . Gan \ ..... •••••• .............. ................................... o -I"'' ''''= '---- - - - - - - - - ---;...-

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GeSChwindigke it

Anf ahrber ei ch

v~

Bild K-11 Zugkraftd iagramm eines Fahrzeugs mit Vierganggetriebe. Neben dem du rch das Getriebe skalierten Zug kraft verlauf des Motors ist auch die theoretische Höchstgeschwindigkeit vV.ma'.Ihoorat'sch des Fahrzeugs eingetragen, die m it dieser Übersetzung des 4. Gangs nich t erreicht werden kann. Die eingetragene Fahrwiderstandsl inie gilt für horizonta le Fahrbahn. also keine Steigung.

hypcrbcl im Punkt de r maximalen Motorleistung. Man erkennt. dass der mögliche Fahrbereich (schraffiert darge stellt) durch das Schaltgetriebe nicht vollstä ndig abgedeckt wird . Zum einen muss der Bereich vom Still stand bis zu der Geschwindigkeit entsprechend der Motormi ndcstd rchzahl (Anfahrbereich) durch ein Anfahrelement (z. 8. Reibungskup plung) nutzbar gemacht werden . Zum andere n bleiben zwische n de r Zugkra fthyperbel und dem Zugkraftangebot des Motors dreieckförm ige Bereiche. die nicht nutzbar sind. Die Bereiche werden mit zunehmender Gangzahl des Get riebes kleiner . Theoretisch liefert also ein Getr iebe mit stufenloser Überset zungsänder ung (z. 8. CVT-Get riebe ) die höchstmögliche Beschleunigung eines Fahrzeugs mit gegebenem Motor. Die Fahr widerstandslinien werden für unbcschlcu nigtc Fahrt. d. h. Fa = 0 m/s2• und nach meh reren Steigu ngen gestu ft im Zugk raftdiagramm eingetragen . Fa hr leistungen m eldperforma nce. Aus dem Zugkraftdiagra mm können neben de r Höchstgeschwindigkeit auch weitere Fahrleistungen eines Fahrzeugs ent nommen werden. Dafür muss zunächst aus dem Vergleich der vorhandenen Motorzu gkra ft mit den zu überwindenden Fahrw iderständen der Zugkraftüberschuss (t'xeess traction force s ermi ttelt werden und daraus folgen dann die mögliche Beschleunig ung und die Steigfähig keit. Bild K-12. Der Zugkraft übcrschu ss. der für die Beschleu nigung des Fahrzeugs aufge wandt werden kann, ist die Diffc rcnz zwischen der erforderlichen Zugkra ft - der Fahrwiderst and - und der vo rhandenen Zug kraft - de r Motorzugkraft : Fy . x. cx = FW,X.A - Fdr

F V.X ,c\

Zugk raftüberschuss [N]

F W•X .A

Zugkraft a n den Antrieb sräde rn (N]

Fdc

Summe der Fahrwiderstände IN], siehe Abschnitt I

1499

K

Getriebeauslegung

7000

• _ _ ••

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-

••

--1.-.---.-.---..1.-.----.-.--...-.---.--.I

......_.._

6000

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.. 5000

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;; 3000 0

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2000 1000

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... 400 0

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1

----.- -t-__·__···..··..·-l

-. _._-_.- Li...--··--~~~j ._ - -1

i !

~~ ~ 100 150 Ges c hwi ndigke i t vy [k m/h]

50

20 0

250

Bild K· 12 Fah rleistungen im Zugkra fld iagramm . Neben den Ant riebskräf ten FWX A sind zwei Fahrwid erstandslinien für d ie Ebe ne (q - 0 %) und fü r Stelgungen von 10 u nd 20 % eingezeich net. Die Höchstgeschw ind igkeit in de r Ebene vV.ma x w ird im 5. Ga ng erreich t. Für den 3. Gang ist der Zuqk rattübersct-uss in der Ebene Fv.x,,,,x bei 60 km / h eingetra -gen . Die Ste igfähig keit im 3. Gang be i MM,max bet räg t 23 %.

Aus dieser allgemeingült igen Gleichung lassen sich noch besondere Fälle ableite n, Zum einen das Steigvermögen des Wage ns bei unbcschlcunigtcr Fahr t. also f~ :00. Dieses ist erreicht, wenn der Zugkraft übcrschuss gleich dem Steigungswiderst and wird:

FV.X.l'x :0 FW.X. A - FR - F(J, -

Fi . =

Fq

Fq

Steigu ngsw iderstand [N], s. Abschnitt I

Daraus folgt unmittelbar die größ te befa hrbare Steigung:

o :0 arcsin Fv.x.cx //Iv.• 'g

a

Steigungswi nkel [0]. die Neigung q in % ist: q = \00 tan a

mV. l

Gesa mtmasse des Fahrze ugs [kg]

Zum andere n ergibt sich aus der Gleichung für de n Zugk raftübersc huss das Beschleunigungsvermögen in der Ebene, also Fq = 0:

Fv.x.cx = FW.X.A - FR - Fa -

h

= Fa

Fa

Beschleunigungs w idcrstand [N] . siehe Absch nitt 1

Daraus lässt sich die mögliche Beschleunigung (Ix für die bet rachtete Geschwindigkeit errechnen: (Ix =

Fv,x.cx mvr : km.n

"x

Längsbesc hleunig ung für die Geschwi ndigkeit. bei de r der Zug kraft übersc huss F Y.X.cx im Gang n vorhande n ist [m/s2]

Gesamtgewicht des Fahrzeugs [kgJ km.n Drchmasscnzuschlagfakror im Ga ng n [-I , s. Abschnitt I

IIl Y,1

500

I

3 Antriebsstrang Übersicht

3 Antriebsstrang Übersicht Drivetrain overview Die Wandlung des Motormoments M M zum Antriebsmoment M A an der Antr iebsachse erfolgt über den Antriebsstrang. Mit dem Getriebe kann die Gesamt übersetz ung dem Bedarf angepasst werde n. Die Gesa mtübersetz ung (total rouo v vom Motor bis zu den Antr iebsrädern folgt z u. Bild K·I3: Gesamt übersetz ung [- ] Übersetz ung des Achsantrie bs [- ] Übersetz ung des Anfahrelements l- l Übersetz ung des Getr iebes [- ] Ist das Anfahrele ment eine Reibungskupplung. ist ie! = I. Hydrodynamische Drehmomentwandlcr. die das Standard-Anfahrelement bei Automatikgetrieben darstellen. weisen eine Übersetzun g iel ~ I auf. Aus der Gesamtübersetz ung i ( folgen die Verhältnisse der Momente und Drehzahlen: MA MM nM

nw

Antriebsmoment an den Rädern [Nm] Motormoment [Nm] Motordrehzahl [min''] Raddrehzahl [min- t]

Verb rennungs ~oto r

10 000~ 0000

Get r iebe

~ Enda nt r 1e b r=~~r=~=')

H-1H~ fI, t /

~

j

I

I i,

I

i, Bild K-13 Übersetzungen im Antr iebsstrang . Das Motormoment M", w ird du rch den Antr iebsstrang auf das Antriebsmoment MA übersetzt.

K

K

Getriebeausleg ung

4 .. Ubersetzungen Gear rat ' D,c Motor! lOS crstu ng ka nutzbare Dr h n n a lso nicht I rcich du CS Fahrzeugs c zahlband UC,. Moto rs 'mirckt uss dz um Fa h Te ll hcrangcz zcug • M otorcha k ., angcpa sst werde " D urch da s Gctricb G ogc n wer d cn '00 I • A nfah ra tcr istik und E n. Dic Gct ricb b c auf UCOgcw ü eh ucrn da s • E , " 0 am Berg. insatzzwcck fol • cu crsct zungcn rnü nsc tc n FahrbeE", ooh," de r gcw üns h gendes erm ög lichen: ussc n JC nac h Fahr-

c tcn ähi Höchstcc ' dig keit ' rziclcn emc r kon ku rrcnzf ' geschwin gct BcschI • ur Pkw und N . cumg ung. . mm t noch di F hinzu utzfah rzcugc ko Die g rößte 0 bcrsct IC ordcrunc ,"uM g ei.nes' vcrb ra uchsgü ' zu ng r , Sp tcrt die Hocl" ,g,,; h:: ' für das Anfahr ' nsngcn Betriebs , 0 " gebraucht. g rößte d ie klernste Ubcrsct rcrz ung t:.

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5. 130

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75

90

105 120 V-Win kel

135

(°1

150

165

Bild L-10 Abmess ungen verschiedener Motorkonzepte. DieWerte folgen aus den Skizzen von Bild L-9. Im Gabelwinkelbereich 120 bis 150° ergibt sich ein brauchbare r Kompromiss.

180

vtctor brcne engine width, Ein breiter Motor bietet für ein Mittelmotorfah rzeug eine gute Basis zur Verschraubu ng mit dem Rahmen . Ideal bei einem Monoposte ist die Schulterbreite de s Fahren; plus ca. 100 mm (fiir Wandstärke n und Freiraum). Ist der Motor breiter stört er die schmale Spantfläche (Luftw iderstand) und d ie Anst römung de s Heckflügels. Bildet man wie bei der Schwerpunkslage Vergleiche von Motor en unterschied licher V-Win kel. sch neiden hier er wartu ngsgemä ß Motoren mit kleinem Gabelw inkel besser ab. lJild 1.-10. 'Iutorlä nge engine length, Die Motorlänge beeinfl usst bei einem Mittelmotork onze pt direkt den Radstand . vgl. Bild B-15. Ein kurzer Motor ermöglic ht das Fahrzeughe ck schmal zu halten. was bei Einsitzern mit fre istehenden Rädern wesentliche Vorteile in de r Aerod ynamik bringt. vgl. Bild E-14. Neben den reinen Abme ssu ngen ist die Symmetrie um die Längsebe ne des Motors interessant. V-Motoren könne n einfach sy mmetrisch gestaltet werden (vom Pleuelversat z einmal abgesehen). Ein symmetrischer Aufbau ergibt bessere Ausnutz ung des vorhandenen Platzes bei Motore n. deren Kurbel welle in de r Längsmit tenebene des Wagens liegt . und erspa rt Überführen von Leitungen von einer Fa hrzeugseite zur anderen. Hub-Bo h r u ngsver hält nis stroke/borerat io. Das Verhältnis Hub zu Boh rung legt d ie prinzipielle Charakteristik des Einzelhu bvolumen s fest. Demnach unterscheidet num qu adrat ische Auslegun gen (s I R = I). unterquadratische ode r lang hubige Auslegungen (s IR> I)) sowie überquadratische oder kur zhubige Auslegun gen (s I R < I). Folgende Vor- bzw. Nachteile extremer Auslegungen sind bei der Wahl einer Auslegung zu bedenken. wobei die Vorte ile einer Auslegun g die Nachteile der anderen sind und umgekeh rt [UOI. Vorteile eines langen Hubs: Motorcharakterist ik au f hohes Drehmome nt ausgerichtet. ko mpakter Brennra um mit ku rzen Bren nwegen und g ünstige m Oberfla chen-Volumen vcrhälmis sorgt für hohen G üteg rad der Verbr en nung. kleinere oszillierende Massen pro Zylindereinheit. kleinere Boh rung bedeutet geringere Triebwerksbelastung durch Gaskraft. Nachteile von langhubigcn Auslegu ngen: kleiner Boh rungsdurchmesse r filhrt zu ebenfalls kleinen Ventilq uerschnitt en . Dies wirkt sich alle rdings erst bei hohen Drehzahlen nachteilig aus.

1525

L

Rennmotoren

der große Hub führt z u hohen mittleren Kolbengeschw indigkeiten. was d ie Reibverluste erhöht und eine obere Drehzahlbeg renzu ng darstellt. bei relativ kurze n Pleuelsta ngen erhöhen sich die oszi llierenden Masse nkräfte stark, d ie rotieren den Massen kräft e neh men in jedem Fall zu, größerer Hub erhöht im Allgemeinen den Pleuelsehni gstand und damit die Kolbenseiten k raft. Dies wieder um führt zu erhöhter Kolbendefo rmation und -rcibung. Für eine endg ültige Entscheidung ist d ie Nenndrehzahl des Motors entscheide nd. Bei moderaten Drehzah len erweise n sich Lang hube r in Summe (Reibung. Mitteld ruck. Kraftstoffverb rauch) als gü nstiger. Wird eine hohe Drehzah l angestrebt. sind kurz hubigc Motoren zu bevorzugen (s l B um 0.55). Et nsrr öm bed tng ungc n airfeed conditions. Der Motor soll möglichst kü hle und saubere Luft z ugeführt bekommen. Je weniger Um lcnkungcn erforderlich sind undjc kürzer externe

Luftfü hru ngen ausfallen. desto besse r. Die Ansaugstellen werden meist als NACA· Einlässe ode r Kam ine gesta ltet. Bei letzteren kommt durch den Staudruck eine leichte Aufladung zusta nde. Bild L- t t.

Bild L-11 Lufteinlass an einem Formel-l ·Wagen (BMW Williams FW 18. Saison 1997). Die Verbrenn ungs luft strömt mittig über dem Helm des Fahrers unterstützt d urch den Staudruck ein. Bei 260 km /h beträgt dieser etwa 200 roter Das führt bei einem 3.5 I Saugmotor zu einer Mehrleistung von ca. 7,3 kW [L02].

Zylindcrza hl cylinder number. Bei gegebe nem Hubraum ergibt sich die Zylinderza hl aus dem gewünsc hten Volume n eines Zylinders. Für 4-Takt Ott omotoren stellen ca. 300 bis 350 em "' ein gü nstiges Einze lzylindervolumen dar [L(2 ). Für geringen Kraft stoffverbrau ch stellt 450 bis 500 cm" das Optimum dar (L09]. Hält man den effektiven Mitteldruck und die mittlere Kolbengeschwindigk eit fest. so fü hrt bei gegebenem Hubrau m eine Erhöhung der Zylinderza hl (z'= höhere Zylinderzahl) mit GI. (L.I) zu folgende m bemerkenswerten Ergebnis. Bild L-I2 .

L

2 Motorenwahl

.1

5

. .__ ._.... . . . . __ 50 %) im Ventiltrieb. Einflussparameter sind die Kontaktk raft und die Relativgeschwindigkeit zwischen Nocken und Stößel. Vergleichswe ise zeigt Ta belle L-3 die Aufteilung der Verluste eines Fonncl-l-Aggrcg rats. Zusätz lich kan n die Verwindung des mittragenden Motors beim Beschleu nigen zu einem Leistungsverl ust VO ll bis zu 50 kW führen. Tab . L·3 Au/teilung der Verluste eines Formel~1 3~ I -V:ilOc~cMcOctO ctc,"[l cOC3"1. Baugruppe

Anteil

Baugruppe

---. An teil

Ko lben, Ringe

15 %

Ö lpumpen

13 %

Lager. Kurbelwelle, Nockenwelle

30 %

Pulsation

22 %

pneumatische Ventil/eder

10 %

Einspritzpumpe

6%

Benzinpumpe

2%

Wasserpumpe

2%

Sum me -

100 %

Reibung im Kurbellr ieb crankrrain frictkm . Durch die notwendige Abdichtung des Kolbens. seine genaue Einpass ung sowie die Umsetzu ng der hin- und hergehenden Beweg ung in eine rotierende mittels Kurbeltrieb entsteht der Haupta nteil der Reibleistung. Lange Pleuelstangen und Kolbenri nge mit geri nger Vorspannung und große Bohru ngen bei kleine m Hub wirken hier positiv. Gut sind auch spezialbeschichtete und möglichst runde

L

3 Verluste Zylinder. Kolben mit nur zwei Ringe n haben sieh bei Formel -I-Motoren längst durchgeset zt. Durc h die Verschra ubung mit dem Zylin derkopf deformieren sich die Lautbuchsen und bilden im Q uerschnitt je nac h Schraubenanzahl Kleeb latt for men oder äh nliches aus. Sorgfältige Gestaltung des Schra ubverbandes hilft diesen Buchse nverzug klein zu halte n. Auch in den Lagerstellen entstehen Reibverluste. Dabei ist d ie Anzahl und Dimension der Lager wic htig. Je wen iger Lager und je kleiner im Durchm esser, umso besser. Deshal b sind. ganz abgesehen von der Baulänge. V-Motoren gü nstige r als Rei henmotoren. So besitzt ein Sechszylinder V-Motor nur vier Hauptlager. ei n Vierzylinder Reihe nmoto r hi ngege n filnf Erst der Achtzyli nde r V-Motor hat wieder so viele Hauptlager wie der Vie rzylinder Reihen motor. Zählt ma n die Pleuellager h inzu. hat ei n Sec hszylinde r V-Moto r nur eine Lage rstelle (10) mehr als ein Vierzylinder Reihenmotor (9 ). Da beim MOlOr mit der größeren Zyli nderzahl die auf die einzel ne Lagerstelle wirkende Kraft kleiner ist. können die Lagerdurc hmesser k leiner gewä hlt werden. Übertriebenes Verklei nern schadet jedoch sowo h l der Trag fähig keit als auc h der Festigkeit der Kurbelwell e [L021. Dichtunge n a n den Wellendurchtritten aus dem Ölra um des Kurbelgehäuses verursachen ebenfalls Verluste. Diese sind bauartbedingt und drehzahlabh ängig. Bei 11000 min- I werden so bei ei nem 3· I· Motor etwa 3 kW von Elastorncr-Dichtringcn aufgenomm en [L27 ). In den ]9XOer Ja hre n gab es tatsächlich Formel-l -Motoren, d ie ein Baumwollgeflecht zur Abdichrung der bei den Kurbelwellenenden ei nsetzten. Bei alle n Nachteilen, waren dere n Reibungsverluste ext rem gering [L17 ]. Reibu ng in Vent ilt r teh \'(//W! truin friction . Je schwere r die Ventile . j e höher die Vcntilfcdcrkräftc. umso höher auch die Verlustleist ung. Die Verlustleist ung nimmt mit der Drehzahl zu. Zwei Nockenwellen mit vie r Ventile n pro Zylinder haben eine höhere Verlust leistung als eine Nocke nwel le mit zwei Ventile n. Diese höheren Verluste nimm t man abe r in Kau f, weil andere Vorte ile überw iegen. Mit konventionel len Materialien und Tech nologiert stößt man beim Ventilt rieb relat iv bald an ei ne Grenze, die in etwa bei 13 500 Umdrehu ngen pro Minute lieg t. Die .Lcistungscxplosion'' bei den 3,5 und 3,0 Liter- Formel l-Saugmotoren der letz ten Jahre war nu r übe r eine deutliche Erhöh ung der Drehzahlen möglich . War bei den 3.0 Liter Formd- I-Sa ugmotoren der ers ten Ge nerat ion sc hon bei ca. 13000 min-! das Drehvermögen zu Ende. drehen die ab 1995 verwendeten 3.0 Liter Sa ugmotoren bis knap p •

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---.

3 4 5 6 Anzahl de r Ventile I - J

Bild L· 24 Vent ilöflnung über de r An zahl der Ventile. Durch Wandabsc hirmung und gegense itige Beeinflussung, neben geometrischen Zwängen unterscheiden sich d ie effekt iven Ventilöffnungen von den theo retischen. Den größten w irksamen Quersc hnitt liefern demnach vier Ventile pro Zylinder. Fünf Ventile bringen nur geometrisch teile. Sech s Ventile sind the oretisch und praktisc h sch lechte r,

va.

Bil d L-25 Einfluss von Ein lassventil- und Kana lwin kel auf das ma ximale Drehmoment und d ie Maxirnaüestunq von Seuqrnotoren. Das g rößte Drehmomen t erzi elen Einlasskanale im Bereich von 500 Neigung zur Zylinderachse und 20 bis 22" ventilwinket Steilere Venti le und Kanäle führen zur g rößten Leistung. Einen guten Kompro miss liefern Ventile, d ie im Winkel von 15 bis t8° stehen, und Einlasskanäle mit etwa 45° Kanalwin kel.

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12 : I) zu einem Problem . Gro ße Übersch neidungen, Ventilhübe. Ventildu rch messe r und große Venti lwi nkel führen zu stark zerklüfteten Kolbenb öden. Einen ty pischen Brennraum für höchste Verdichtungen und Drehzah len ze igt Bild L· 30. Die Ventile sind dabei zur Zylin derachse nicht nur in einer Ebene geneigt. wie bei Serienmotoren üblich, sondern bilde n auch noch untereinander ei nen spitzen Winkel von etwa 6° (radiale Anordnung). Das bedeutet. d ass kei n Ventil pa rallel zum Nachbarventi l steht. Die Noc ken einer Nocke nwelle müssen deshal b zu m Ausgleich entsp reche nd schräg (kegc1 förmig ) gesc hliffen werde n.

Bil d L-30 Brennraum eines Formel- t-Motors. Der extrem flache Brennraum ist vollständig spanend bearbe itet. Um jeden Sitzring ist eine kugelförmige Freistellung angebracht. Seine Gestalt ist zwar nicht ideal, aber sie ermöglicht auch bei hoher Verdichtung einen Kolben mit geringer Zerklüfl ung d urch Ventiltaschen.

Die Oberfläche des Brennraums soll möglichst steti g verlaufen und wenig zerklüfte t sein . Das ermög licht eine g ute Spülung mit wen ig Restgasgehalt und vermeidet Klopfnester. Bei Serienrnororcn werde n d ie Brennrä ume im Allgemei nen gegossen. Bei Rennmotore n können d ie Brennra ume auch vollständ ig d urch spanabhebende Bea rbeitung hergestellt werden. Das bietet ei ne Reihe von Vorte ilen: g latte Oberfläche. konturt rcuc Qu ctschtl ächcn, ge ringe Streuung des Verdichtungsver hä ltnisses zwisc hen den ei nzel nen Zylindern. Das wird natürlich von Nachteilen begleitet: erhöhte Fertigungskosten bei großen Bearbeitungsz ugaben wird der Vorteil ei ner gerichteten Erstarr ung des Zylinderkop fbodens (feines Gussgefüge durch gekü hlte G usskokillc nwand) aufgehoben.

L

L

Rennmotoren

Bild L-31 Brennraum eines Rennmotors. Ein typtsche r gegossener Dachbrennraum. der zum Großteil durch Ventilflächen und Zündkerzenmü n du ng bestimm t ist. Sol che B rennrä ume kommen in Formel-3- Motoren oder auch in OlM-Motoren zum

Einsatz,

Darüber h inaus ist der Einfluss der Bearbeitu ng besc hrän kt. Je nach Ventilanzah l und -anordnung ist d ie Brenn raumober fläche b is zu 40 % und mehr d urch Ventil telle r und Sitzring best immt , Bild L~3 1 . Dazu kommen Q uetschflächen u nd Zündkc rzcnbo hrung(c n). Die nahe liegende Befürcht ung . Jass das Entfern en der hom ogenen G ussha ut die Rissanfaüigkcit der Brcnnraumwa nd erhöht. wird in praxi n icht bestä tig t. Z ünd kerz e spark plug. Z ünd kerzen mit kleinem Gew indedurchmesser ermöglichen größere Ventile und stören die Brennraum kont ur weniger. In Rennmotoren werden daher wesentlich kleinere Zündkerz en eingesetzt als in Serienmoto ren. So werde n Kerzen mit MIO x I-Gew inde statt des üblichen M14 x 1,25-Gewindes einge schra ubt. Die Methanolmotoren der lndyCa rs fahren mit "solideren" lz-mm-Kcrzcn. Einige Formel- I-Motoren sind soga r mit winzigen x-mm -Kcrzcn ausge rüstet.

Bild L-32 Zündke rzen. Eine Rennzünd kerze (links) mit M1Q x l -Gewinde ist zum Vergleich mit einer konventionel len Zünd kerze mit M14-Gewinde abgebildet.

Kan algest altung port design. Die prin zipielle Lage der Ventile und der Kan äle erör tern die Bilder L-23 und L-25. Die VentilsteIlu ng beein flusst nicht nur den Durch fluss. sondern auch die Brennrau mform und damit fahrbare Vorzündwin kel, die Klopfneig ung usw. Was de n volumetrischen Wirkun gsg rad betrifft. wirken zwei gegensätzliche Einflüsse auf d ie Strömung . Bild L-33 . Ein kleiner Ka naldurc hmesser redu ziert den Luftdu rchsatz durch Wandrei bung sverluste. Ein großer Q uerschni tt wiederu m verr ingert d ie Strömungsgeschwindig ke it u nd damit

4 Baugruppen

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Bild L· 33 Einfluss de s Kanaldurchmessers d auf den Durchf luss (be rechnet) IL22]. Das Verhältnis Zylindervolumen Vn zu KanaIo orcnrnesser d zeigt einen Einfluss auf den vo lumetrischen Wirkungsgrad.

80

Nachladeeffekte durch die Trägheit der Luftmasse. Es gibt also einen optimalen Ka nalq uersch nitt zwischen diesen beiden Extre men. Zur Berec hnung siehe GI. ( L.6) Ein las ska n a l intakt! port. Einlasskanä le we rden als rei ne Füllun gskanäle. als Drall- ode r Tumblekanale ausgeb ildet . Drall- und Tumbleerzeugung gehen allerdings zu Lasten des Durchflusses, Bild L.· 36 . Hochleistungsmotoren mit äu ßerer Ge misc hbild ung verlangen keine Ma ßnahmen zur Ladungsbewegung. bei ihnen ka nn d ie Kanalentwicklu ng rei n aufgrößten Durchfluss ausgerichtet werden. Bei Vierventi lmotore n liegt oft ein Kanal z ur Erzcugung von Lad ungsbewegu ng ( Drall. Tumblc] neben eine m Füllungskanal. Das begrenze nde Kriterium für den kleinsten Ka nalw inkel stellt d ie Bearbeitung flir die Ventilfederau flagc dar. In diese m Bereich muss ja eine Mindc stwandst ärkc verble iben. Das Ventil ka nn zwa r mitsa mt der Fede rauflage nach oben verschoben werden, dad urch wird es jedoch schwerer und muss durch ei ne stärkere Fede r am Nocken geh alten werden. Das wiederum führt z u größerer Reibung im Ventiltrieb und zu geringerer Höchstdrehzahl. Die Kühlflüssig keit soll den Einlasskanal möglichst wenig umspülen. Wegen der höheren Temperatur des Küh lwassers wird das Frischga s ja tatsäeh lieh erwärmt. Im Bereich de r Federauflage wi rd ohned ies

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Bild L· 34 Gestaltungsempfehlungen Einlasskanal für Otto Pkw-Motor. Der Kanal ist als Füllungsk anal ausgelegt. Oie Maße sind in Ab hängigke it vom kleinsten Venti lsitzdurchmesser d' .i angege ben. Der Kanal soll im Kühlwassermantel möglichst frei qestellt

sein.

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L

Rennmotoren

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Bild L· 35 Einflu ss des Ka nalb ode nrad ius (port curval ure) R auf den Durchfluss [L22]. d Kan aldu rchmesser

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Der Durchf luss ist auf jenen bei R ld - 1 bezogen . Unte rschi ed liche Diffe renzdrücke ergeben ein schm ales Streuband. An der grundsät zlichen Aussage är c ert das jedoc h gar nichts. Ein Verhält nis Rld von 2 so llte mindestens angestrebt werden.

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Bild L-36 Einf luss de r Kanalneigung (port gradient) auf den Du rch nuss und den Tumbie nach

[L23J. Je größer der Durchf luss bzw . der Iumble, desto größer die jeweilige Kennzahl.

nicht z uletzt aus Platzgrü nden auf einen Kühlkan al verzichtet. Aber auch in Brennraum nähe sollen nur der Sitzring und die Zündkerzenaufnahme gekühlt werden. Die Kanaloberfläche soll möglichst glatt sein. aber nicht von Hand poliert. Besonders bei kleinen Kanaldurchmessern wirken sich Querschnitt ssprünge und wellige Obe rflächen. wie sie bei man ueller Bearbeitung leicht entstehen. störend aus. Dadu rch kann der Durchfluss sogar sinken. wenn d ie Kanalwand von Hand polier t worden ist. Bild L-82 ze igt einen typischen Einlasskana l eines Formel-I-Motors. Strö mung im Ven til spa lt valve gapjfow. Der Strömungsquerschnitt am Ventil ist für den Ladungswechsel wichtig. Der von der einströmenden Luft genutzte Querschnitt ist durch Einschnürun g und weitere gasdynamische Effekte et was kleiner als der geometrisch vorhandene. Näheru ngsweise lassen sich die Verhält nisse jedoch errech nen und so Auslegungen für hohe Durchfl üsse ableiten. Die mittlere Gasgeschwindigkeit berechnet sich aus der Kontinu itätsgleichung. Der v olumenstrom durch die Ladungswechselkanäle muss genau so groß wie de r Yolume nstrom im Zylinder sein.

54s1

4 Baugruppen m ittlere Gasgeschwindigkeit im Kanal m it der Fläche A bzw. dem Du rohm es-

VOa . A = I'm • Al'i =1'

Api

m

-

A

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bzw.

A pi

Kolb enfläche m it de r Boh rung 8 [m 2l m ittlere Kolbengeschw indigkeit [m /s], vrn = 2sn bzw. GI. ( L.2). Bei Rennmotoren werden max ima le Kolbengeschwindigkeite n von 20-26 m /s erreicht .

(U )

Mit steigender Gasgeschwi ndigkeit nehmen die St römu ngs verluste zu. Bei ge ringen Geschw indig keiten sind die gas dyna misc he Effekte zu wenig ausge prägt und sie erzielen kei nen merk liche n A ufladeeffekt. Es exi stiert also ein opti m aler Geschwind igkeitsbereich zw ische n diesen beiden Extremen. Richt werte fiir mitt lere Gasgcschwind igkcitcn: Einlasskanal. vGa = 70 m /s für Serienmot oren vGa = 100 bis 130 m/s fü r Hochleistungsmoto ren [U 3} bzw. ca. 5 v m. Auslassk anal: "oe " 110 m/s für Serienmotoren Mit den angegebenen Richt werten lässt sich aus obiger G I. (L. 5) der er forde rlic he KanaIquersch nitt erm ittel n: A.:rf

m.o = Al'i -l "'Ga.id -

Acrf

er ford erlicher Kanalq uersch nitt [m 2]

' ·m.n

m itt lere Kolben gesch wind igk eit bei Nenndre hz ah l [m /s]

\·Ga.id

ideale m itt lere Gasgeschw indigkeit [m/s]

( L. 6)

Aus de m so lcherart festgelegten Ka nalq uersch nitt folgt mit de rsel ben Überleg ung der Vcntilqucrschnit t : freier Q uerschnitt einer Venti löfTnung bei max. Ventilhub [m 2l A nzahl de r Venti le pro Kanal [- I Der geometrische Ventilquersc hn itt wi rd nac h Bild 1.,-37 berechnet. S

= h,. cosß

s

Ventilspalt [rn]

d, =d v•i + s 'sinß Av = (I,

'TI' S

=

TI '

(L.7) hv • eosß . «(I v •i + " v cosß sin ß)

L

L

Rennmotoren

......

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Bild L·37 Bezeichnungen am Ventilspalt. Der geometrische Öffnungsquerschnitt ist näheru ngswe ise eine Kegelstumpffläche mit de r Seiten-

lange s. Ventilspalt va/ve gap Ventilsitz winke l va/va seat angle h v Ventilhub va/va lift d •.1 kleinster Ventilsitzdurchmesser s

ß

mmor va/ve seat diameter

/ Mit steigendem Ventilhub " v nimmt zu nächst der Öffnungsquersch nitt z u. vg1. Bild L·36

Durchfluss, ab einem relativen Hub von hJd\',i "" 0,35 bringt eine Hubsteiger ung jedoch keine Durchflussste igerung mehr, weil der Ventilquerschnitt nicht mehr zu nimmt. Bei bekan ntem freiem Ventilquersch nitt kann man den Ventilsitzd urchmesser leicht berechn en (GI. (L.7)):

kleinster Ventilsitzdurchmesser [m]

hv.max cosßsinß

max imaler Ventil hub [m]

ß

Ventilsitzwinkel (0]. bei PkwMotoren sind Sitzwin kel VOll 45° be i Ein- und Auslassventilen üblich. bei Rennmoto ren findet ma n auch 50 bis 55°

Der Auslass kanal- und ebenso dessen Ventildu rch messer werde n beim Saug motor im e rsten Ansa tz um etwa 15 % kleiner als der des Ein lasska nals ausgefü h rt. Das Ausströ men er folgt ja bei eine r größeren Druckdifferenz und somit stellen d ie kleineren Ventile keinen St römungsna chteil dar. Au ßerde m wird d ie Tempera turbelas tung durc h die kleinere wär meaufneh mende Oberfläche verringert . Weitere Verhä ltnisse von Ventilgröße n siehe auch Tabelle L-4. Die Strö mung im Ventilspalt ist neben de m Gasd urchsatz auch vom Venti lhub abhä ngig. Rild 1.-3H. Damit die Strö mungsverluste bei hohen Gasgeschwindig keiten klein bleiben sollen de r Ventilko pf und de r ums trömtc Bereich des Venti ls nach Bild 1.-39 ges taltet we rden. Die Ventilköpfe von Rennmotoren sind brcnnraum scitig eben, haben also keine konkave Ausnchm ung. d ie die wärmeaufne hmen de Oberfläche vergröße rn würde . Polieren des Tellers verkl einert die Oberfläche ebenfalls und verringert dar übe r hinaus Ablage ru ngen.

550

I

L

4 Baugruppen

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c

Bild L· 38 Einlassströmung im Ventilspalt [L24). a kleiner Hub: Der Strahl füllt den Spalt. Die Strömung liegt am Ventil und am Sitzring an b mittlerer Ventilhub: Die Strömung löst teilweise ab. c großer Ventilhub: Es bildet sich ein freier Strahl aus.

a

Bild L· 39 Gestaltung eines Einlassventils für hohe Gasgeschwindigkeiten. a typische Gestalt eines Venlilkopfs mit Maßen (vennrcurcbmesser etwa 35 bis 40 mm). veomeneorene

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t.s mm.

b kleiner Tulpenwinkel bei großen Kanalw inkeln (über 60') [L37]. c großer Tulpenwinkel bei kleinen Kanalw inkeln (unter 45') [L37].

Weitere Maßnahmen zur Durchflussverbesserung (b): 1 Ventilführung bünd ig zum Kanal 2 ventuscbatt im Kanalbereich verjüngt 3 an Kanalwinkel angepasster Tulpenwinkel

Die Ausfü hrung von Einlass-Ventilsitzringen filr höchste Drehzahlen zeigt lJi ld L-40h. Zum Vergleich ist ein Sitz ring filr günstige Turbulenzbildung (Flammengeschwindigkeit) gegenübergestellt, wie er filr Renn motoren mit mittlerer Drehzahl (bis etwa 10000 min -I) günst ig ist. Wichtig neben der Gestaltung der Sitz umgebung ist in jedem Fall, dass der Sitzring bündig mit der Brennra umwand abschließt (Pfeil) und nicht vorsteht oder zurück versetzt ist.

Bild L-40 Gestaltung von Einlassventilsitzringen. a Ausführunq mit drei Fasen zur Durchflusssteigerung [L37]. b Ausführung mit einer Rundung. Der Ventilsitz wird nach dem Einpressen des Sitzrings auf 45' bearbeitet. Neigt das Ventil zum Nachspringen wird der Sitz auf 50 bis 55' geändert.

1551

L

Rennmotoren \\'('rkstoffe. Sitzringe we rde n aus Kupfer-Beryllium hergestellt. Ventilführungen aus Bronze, Ventile aus Stahl (Chrom- Mangan-Stahl). Nimonic (Nickc1 -Supcrlcgicrung). Titanlcgicrunge n, Titan alum inid (TiAl) oder Keramik (Siliz iumnitrid ). Auslassventile können auch einen hoh len Schaft mit Natriumfüllung zur besseren Wärmeabfuhr aufweis en. Auslas ska na l exhous t pon. Auslasska näle müssen gut gekühlt werden und ihre Länge im Zylinderkopf soll möglichst klein sein ( W är mccintragj . Auch Auslasss itzrin ge müssen g ut gekühlt werden . Das Ventil g ibt de n überwiegenden Anteil der aufgenommenen Wärme über den Sitz wieder ab. Ein wesentlich kleinerer Teil der Wär meabfuhr erfolgt über die Ventilführung. Sitzringe hoch belasteter Motoren werden aueh mit Öl oder Wasser zwangsgek ühlt. Bild L-42. So waren beim Ferrari V6-1.5-1-Formel- l- Motor Ein- und Auslasssitzringe ölgekü hlt.

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Wassermantel nahe zu Venti lsitz • 1 - 1 , 1 1d

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A> 0. 75 Flac he bei d..J

Bil d L- 41 Gestaltungsempfeh lungen Aus lasskanal Otto Pkw-Mo tor. Die Maße sind in Abhäng igkeit vom kleins ten Ventilsitzd urc hmesser d V•i angegeben. Wichtig ist, dass der Wassermantel kritisch e Bere iche gut erreicht.

Bild L-42 Wasserkühlung von Auslassventilsitzringen {Formel 1, TAG Persehe Turbo}. 1 um laufende Nut in der Aufnahme boh rung des Austassvenntsuzes 2 Verbi ndungsröhrchen Der Auslassventils itzring (strich liert eingetragen) wird von Kühlflüssigkeil umspült. Die Flüssigkeit wird aus dem Wassermantel anges aug t und gelangt über ein Röhrchen (2) in den gebohr ten Sammelkanal. de r unte r dem Auslasskanal liegt.

L

4 Baugruppen

Einen direkte n vergleich zwischen Serien- und Rennkanälen bietet Bild L.-43. Die Motoren der DTM werden nämlich aus Serienagg regaten abgeleitet. Basierend auf den vorhandenen Ventilwinkeln und -a bständcn werden die Kanä le des Rennmotors gestaltet. Die Kanäle sind bere its im Zylinderkopfzusammengeru hrl. Zwischen de n Auslasskanäle n muss j edoch noeh Platz für den Wassermantel sein. Der Gasdurchfluss ist z unächst durch größere Ventildurchmesser gege nüber der Serie und anschließend durch a ngepasste. geradlinigere Kanalführ ung vor allem für große Ventilhübe erhöht. Der Kühlwassermantel bei Serie nmotoren ..ergibt sieh" soz usagen durch den Raum den Brenn raum. Ladungswechselkanäle. Schraubenbutze n und Zündker zenpfeifen abzügli ch einer Wandstärke übrig lassen. Bei Rennmotoren wird der Wasser mantel gez ielt auf die Bedürfnisse hin konstruiert. Er wird möglichst klein gehalten. da mit die Strömungsgeschwindigkeit des Wassers hoch ist und Totwassergebiete verhindert werden. Dies gelingt beisp ielsweise mit zweiteiligen Wasser mänteln. in de nen eine annähernd horizontale Trennwand den Wasserraum in einen bren nrau mnahen Teil und in einen oberhalb liegenden Bereich te ilt. Außerdem füh ren Bohrungen mit ea. 5 mm Durchmesser die K ühlfl üssigkeit gezielt an heiße Stellen (hOf spon, vgl. Bild L· B I rechter Zylinderkopf Mit dieser so genannten Präzisionskühlung werden unter anderem Auslassventilsit zbereiche und Zündkerzensitze gekühlt. Die Brennraumwand wird verrippt . Dam it wird die Kühl flüssigkeit geleitet und die wärmeabgebende Oberfläc he vergrößert . Zwänge. die durch die Gießtechnik

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Bild L- 43 Gaswechselkanäle mit Brennraum , nach [L12J. a Serienmotor b daraus abge leitete Rennausführung (diese ist auch schatti ert dargestellt) Oie Einlassseite ist links. Die obere Ausnehmung beim Einlassbereich der Einlasskanäle dient für das Einspritzventil. Der Gasdurchsatz ist vor allem bei gräßeren Ventilhübe n gegenüber dem Serienstand erhöht. Die dazugehörigen Brennräume Sind in Bild L-28 dargestellt.

1553

L

Rennmotoren

entstehen , werden durch Skelettbauweise vermieden. Die Zylinde rköpfe werde n teilweise seitlich offen. also mit unterbrochener Seiten wand. gegossen und erst vor der mechanischen Bearbeitu ng wird der Wasserraum d urch Einschweiße n dünne Bleche geschlossen. Werkstoffe. Zylinderköpfe bestehen aus Aluminiumlcg icrungc n, Serienteile aus Standardgusslcgicrungcn (in der Reihenfolge fallender Fcstigkcitcn bei 2500C): G-A1SioCu4, G-AISi9Cu3, G-A1Si7Mg. G-A1Sil OMg jcwcils T6 wär mebehandelt. Hochwarmfeste Legieru ngen weisen zwar ungü nstige Verarbeit ungse igenschuften au f. ermöglichen jedoch höchstbeanspru chte Zylinderköpfe. G-A1SiCu5Nil ,5CoSbZr, G-A ICu4MgTi, G-AI2MgTi. Besonders in Brennrau mnähe wird auf ein feinkö rniges Gefüge (kleiner Dcndritcnarmabsta nd) großer Wert gelegt. Dies wird durch gczicltcs. örtliches Kühlen des Gusswerkzeugs im Bren nrau mbereich erreicht. Her stellung. Zylinderköpfe und Zylinderkopfdeckel werden gegosse n. Wegen der geringe n Stückza hl bieten sich Verfahre n wie Sa ndg uss und Feinguss an, Die Gaswec hselka näle werden mit Sa ndkernen da rgestellt oder bloß vorgegossen und teilweise bzw. vollständig spa nend auf d ie Endform bearbe itet. Serienteile werden im Koki llenguss. Druckg uss ode r Corc-Packaging-Vcrfa hrc n gefertigt. Z) li ndl' rkopf ha ubc cylinder head cover. Der Ölraum eines Zylinde rkopfs wird nach oben hin d urch d ie Zylinderkopfhaube abgeschlossen, Ist der Motor mittragend im Fahrzeug eingebaut. so beinha lten d ie Hauben bei V· Motoren meist Motorbefestigu ngen. weil sie zwe i vom unteren Motore nde weit entfernte Punkte bereitstellen. Dafü r benötigt die Haube allerd ings ents prechende Struktu rsteifigkeit und Anbindu ngen an den Zylinderkopf. Durch Integ ration zumindest einiger Nockenwellen lager in die Haube lässt sich d ieses Ziel erreichen. Zur Einstellung der Steuerzeite n werden die dem Antri eb am nächsten gelegenen Lagerdeckel " konventionell" am Zylinde rkopf versch raubt. Dan n sind bei der Montage die Nockenwellen du rch dieses eine Lager fixiert und anschließend ka nn d ie Zylinde rkopfhaube mit den übrigen Lagerstellen aufgesetzt werden. Die Hauben werden aus Alumin ium- oder Magnesiumlegieru ngen gegoss en. Minimale Wandstärken nichttragender Bere iche bei Aluminium-Legieru ngen 2 mm. bei Mag nesium-Legierungen Lx mm.

4.2 Ventiltrieb Valve train Pilzventile werden direkt oder mittels eines Übertragungsglieds ( Kipp-. Schlcpphcbcl] von einer Nocke geöffnet und wieder geschlossen. Eine Auswahl gä ngiger Möglichkeiten samt deren wichtigsten Eigenschaften bietet Ta belle L- 6. Eine Nockenumd rehung entspricht dabei einem vollständigen Zyklus (zwei Umdrehungen) eines Viertaktmotors. Demnach ist eine Untersetzu ng von 2 : 1 zwisc hen Kurbel- z u Nockenwelle erforderlich. Die Nockenwellen werden von der Kurbelwelle aus meist über Zahnräd er. seltener über Zahnriemen ode r Kelte angetr ieben. Zahnriemen weisen eine ger inge Masse auf und sind leicht zu tauschen. Riementr iebe werden ge rne z um Überw inden großer Achsabstände herangezogen. Vor allem bei hochdrehenden Motoren stellt ein reiner Zah nradtrieb das Optimum dar, Bild L-44 . Bei

5541

L

4 Baugruppen 9

0, 34 n.

6

_ _ 0 ,325 n.

Bild L- 44 Steuertr ieb Ferrari 3,0 I Vl0 (Tipo 049) Der Räderlrieb ist am vorderen Ende des Motors angeordnet und treibt neben den vier Nockenwellen auch alle Nebenagg regate mit einer ihrer Effizienz angepassten Drehzahl an, 1 Kurbelwelle (OM.n - 17500 min - 1) 2 Auslassnockenwelle links 6 Öldruckpumpe und Saugpumpen 3 Einlassnoc kenwelle links 7 Saugpumpen 8 Luf tabscheider. Lichtmaschine und Hydra ulikpumpe 4 Einlassnockenwelle rechts 9 Wasserpum pe 5 Auslassnocken welle rechts

gepaarten Zahnrädern sind Flankenspiele im Hundertstel-Millimet erbereich möglich. Das führt zu einer exakten und vor allem drehzahlfesten Ventilsteuerung, Ein Zahnradtrieb ermöglicht auch relativ leicht mehrere Nebenantriebe sicherz ustellen. Die Za hnräder laufen gleit- oder nadelgelagert auf festen Steckachsen. Eine Steckachse kann auch als Exzenter ausgebildet werden und so eine Einstellba rkelt des Zahnradspiels gewährleisten. Ventiltriebe können am vorderen Kurbelwellenende oder schwungradseitig angeordnet sein. Es gibt weiters auch Motoren mit mitt ig angeordnetem Nockenwellenantrieb. Die schwungradscitigc Entnahme des Antriebsmoments ist aus Schwingungsgr ünden günst ig. weil der Abtrieb in einem Torsionsschwingu ngsknoten der Kurbelwelle erfolgt. Montage und Wartung des Steuertriebs gestalten sich allerdings aufwänd iger als am vorderen Motorende. Die Anordnung an der Stirnseite weist auch Vorteile für die Steifigkeit des Motors auf. falls dieser als Mittelmotor mittra gend eingebaut wird. Bei extrem hohen Drehzahlen (über 17000 min- I) und langen Nockenwellen (etwa 10 Zylinder V-Motor) führen die von den Nockenkrä ften induzierten Torsionsschwingungen neben möglichen Brüchen dazu . dass die Steuerzeiten unakzcptabcl schwanken. Dies ist vor allem beim vom Antr iebszahnrad am weiteste n entfernten Zylinder festzu stellen. Zur

1555

L

Rennmotoren

f\ r

Tab . l- 6 Vergleich von Venli llr iebskonzepten: ohne Nockenrolle, m it hyd raulischem Ventilspiela usg leich

Ko nzept

a

Kri terium

b

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Reibung Masse

•

Steifigkeit

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Ba uhöhe

H

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H

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Legende: ++ sehr gut. + gut, 0 durchschnittlich, - ungünstig. -- sehr ungünst ig.

Vergleich von Venli ltrie bsk onzepten: mit Nac kenrolle , mit hydr aulischem Ventilspielausgle ich.

Ko nzep t

Kr iteriu m

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Reibu ng

Masse Steifigkeit

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Ba uhöhe

Legende: ++ sehr gut. + gut. 0 oorcnscnonmcn.

ungünstig.

sehr ungünstig.

Lösun g die ses Problems werden Schwin gungstil ger bzw. -däm pfcr im v entiltrieb crfordcrlieh [L35]. 1m einfachste n Fall reicht ein ein vulkanisiertes Elasromcrclcmc nt. d as in einem Zwische nzahn rad ein elastisches Zwischenglied darstel lt. Für Ren nmot oren kommen wegen der hohen Steifigkeit und der geringen beweg ten Massen nur der Schlepphebel (Kon zept c bz w. g) und de r Tassenstößel (d) in die nähere Auswa hl, bcidc allerdings ohne hyd rau lischen vcntilspiclausglcich. Sch lepphebel ermöglichen die engsten Ventilwi nkel und da mit die kompakteste n Bren nräu me. Viele variable vcnriltricbssystc mc fuße n darüber hinaus auf Schlepphebela ntrieben. Tasse nstößel hingegen bieten d ie fülligste n Ventilerhebunge n und damit d as Potential für höchste Leistun gen. benötigen jedoch weitere Vent ilwinkc1 und weise n größere oszillierende Massen auf.

L

4 Baugruppen

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Bild L- 45 Allgemeine ventnernebunqsku rve. Der Ventilhub ist über dem Kurbelwinkel aufgetragen und gliedert sich in sechs chara kteristische Phasen.

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ve ntüerhebu ng vaive liji. Die Ventile rhebungs kurve wird in Zusammena rbeit von Nocken und Ab nehmer bzw. Übe rtrag ungselement erze ug t. Die Nockenform wird von de r Gestalt des Abnehmers best immt. Für eine bestim mte Ventilerhebungskurve ergibt ein Ab nehme r mit ebe ner Gleitfläche eine ga nz andere Nockenform als ein Abnehme r mit Rolle oder Kre isboge nfläche . Einen allgemeinen Verlauf de r Ventilerhebu ng ze igt Uild L-4 5. Der Verlauf beg innl mit einer An laufra mpe von () bis A, d ie durch eine ansteigende Ge rade oder besser durch eine Sinuslinie dargestellt wird und auf der das Ventilspicl aufgehoben wird. Wäre kein An lauf vorha nden. dann würde das Ventil schon bei ger ingem Ventils piel schlaga rtig hoch gesc hleu dert . der Abneh mer würde den Nocken verlassen, und bcidc Teile wü rden sich einschlage n. Die Anlaufra mpe muss ei nen stoßfreien Beginn der Ventile rhebung cinlc itcn. Manche Ge brauchsmotoren haben aus Sicherheitsgründe n eine sehr lange Anlaufrumpc, da mit größere Unterschiede im ve ntils piel nic ht gefä hrlich werden könne n. Besser ist je doch eine k urze steile Rampe. Nach de r An lauframpe beg innt bei A d ie eigentliche Venti lerheb ung. Es folgt eine steil ansteigende. kurz dauernde Besch leu nig ung bis zum Pu nkt B und nach ei ner kurzen Beruhig ungsstrecke eine langsame, aber bis zur Nockenspitze C dauernde Verzögerung. Nach dem Pu nkt B tritt schon d ie Ventilfeder in Aktio n. die da s Ventil bzw. das Übertragu ngsglicd. welches sich geradlinig weiter bewegen möchte, am Nocke n hält. Die Rückbewegung des Ventils von der Nocke nspitze muss von der Ventilfeder besorgt werde n. Ist die Feders pannung zu geri ng. dann verlässt das Übertragu ngsglied d ie Nockenbahn. spring t höhe r und tr ifft erst später wiede r auf de n Nocken auf. Je schneller d ie Rückbewegung des Ventils stattfinden soll, um so höher ist d ie erforderliche Federk ra ft. Eine Ventile rhebu ngskurve mit g roße m Gipfelk reisbogen kommt mit ge ring erer Federkra ft aus und bietet größere Drehzahl sicherheit. Bei der Schließbeweg ung folgt das Ventil de r gleichen symmet rische n Kurve, wi rd dann von 0 bis E stark verzöge rt und setzt sanft auf sei nen Sitz auf. Ohne Ablaufram pe (Sch ließ ram pe) würde das Ventil schlagartig au f sei nen Sitz au ft reffen, wieder hochspr ingen und die Steuerzeit in nac hteil iger Weise verlä ngern. Die Ventilbewegu ng ist aus Besc hle unig ungs- und Verzöge ru ngskurven zusamme ngesetzt. Eine gle ichför mige Bewegung, d ie durch ei ne längere Gerad e d argestellt wu rde. gib t es bei ei ner optim alen Ventile rhebu ng nicht. Die Ventilerhebungskurve wird nach der von ihr ei ngesc hlossenen Fläc he beurteilt. Ken nze ichnend für einen Hoch leistu ngsmotor ist eine große Fläche. die durch steile Venti-

1557

L

Rennmotoren

lcrhcbung und großen Gipfelrad ius erzielt wir d. wobei aber d ie Länge der Steuerzeit nicht über ein bestimmtes Maß gehen da rf. Steile Ventilerhebungen schl ießen an der steilsten Stelle einen Winkel (Steig ung) bis z u 55° ein [LOS]. Das Auslassve ntil soll schnell geöffnet werde n. Bei ..schleic hende r" Öffnung wird das Ventil von den durchströmend en Gasen z u stark erhitzt . Beim Schließen wird d ie Nocke im Vergleich z um Einlass flacher ge halte n. weil in d ieser Phase nur mehr ge ringe Massen ausströmen. Bild L-47. Zusam menfassend sind in Ta bd ie L-7 die wichtigsten Anforderu ngen an die Ventilerhebung z usammengestellt. Tab. L·7 Anlorde rungen an die Venlilerhebung [lOl] Öffnungsram pe mög li c hst kurz und stell

Hauptnoc ken Öff nungsphase: schnelle Querschnittsfreigabe

Hau ptnoc ke nSc hließ phase: m ög lich st ste il

Sc hlie ßrampe mögl ich st ku rz und ste il

Einlass

gute Leertautqualität. niedriger Leerlaufverbrauch

roher Luftaufwand

Ruckstromen vermindern Il.uttautwand)

Rückströmen vermindern, Drehmoment bei nied rigen Drehzahlen

Auslass

geringe Ausschiebe arbeit

niedrige Aussch iebearbeit

gute Leerlautquantät, niedriger teertautverbrauch

Zur Bestimmung der Massenkräfte und dam it de r er forderlichen Ventilfederkraft wird ein Ersatzsystem hera ngezogen. Bild 1.·46.

r

r

1

m

2

md

b

a

a reales System b Ersatzsystem

Bil d L-46 Massen und Kräfte im Ventiltrieb. Das reale System wird durch .Reduktion" auf die Nockenseite zu einem einfachen Ersatzsystem zusammengefasst.

5581

L

4 Baugruppen Die Ventilfederkraft muss für einen stän digen Kontakt zwischen Nocken und Abnehmer sorgen. Die Kraft F Nn auf den Nocken folgt au s der dy namischen Gleichgewichtsbetrachtung z u:

FNo =

F No

F s" /II S tii II1 Rd II1v II1Sp

JK r l_T2

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[

~"p-+ III SIÖ + III Rd

'1

( )'

J

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K +-,-+ mv 'j '1

( )']

/IIs p 1]. +-- -

21]

..

·x

Kraft auf Nocke [N] Kraft der Ventilfeder [N] Masse des Stößels [kg] Masse der Stoßsta nge [kg] Vent ilmasse [kg] Federmasse [kg] Massenträgheitsmoment des Kipphebels [kg rn-] Hebellängen des K ipp hebels [m] Stößclhub [m]

Fasst man d iese Gleich ung gemä ß des Ersatzsystems (Bild L-46) zusammen, so erhält man die Beziehung: F rcd /Ilred

.t

reduzie rte Ventilfede rkraft [N] reduz ierte Masse des Ventiltriebs [kg] Stößelbeschleunigung [m/s2]

Daraus folgt unm ittelbar eine Bed ingu ng für d ie minimale Federkra ft, da mit kein Abheben des Abneh mers (FNo = 0) bei einer bes tim mten Ventilb eschleunigu ng möglich ist:

Diese Verhä ltnisse gibt Bild L-47 beispiel haft für eine Nockenwellend rehzah l eines v cntilt ricbs wieder . Einige Auslcgu ngswcrtc: Gesc hwindigkeit arn Ende des Vornoekens: max. 0.3 m/s [L13]. Rennnocken weise n durchschnittliche Verzöger ungen an der Nocke nspitze von 250(1-3800 m/s2 auf [LOS]. Max . Druckspann ung (Hertz-sehe Press ung) a n der Nockenspitze. 600 N/mm 2 [L 13].

1559

L

Rennmotoren

2500

10 .... h, -

~ 2000 I e 0>

, o ."§ • u •• c

.......

150 0

8

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...

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1000

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11

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c

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2

D

'e .1000 ~

o

30

60

90

120

150

Nockenwinkel [ ONW J

0

180

Bi ld L· 47 Beschleunigungen im Ventiltrieb 1 Einlassven til 2 Auslassventil Der Beschleunigungsverlauf wird von der Rampenform und von der Nockenform beeinflusst. Auslassvent ile können sanfter schl ießen. Die reduzie rte Besch leunigung Fred/mred muss bei allen Drehzahlen dem Betrag nach größer als d ie größte Verzögerung sein , damit das Übertraqunqselement nicht von der Nocke abheb!.

Steuerzeiten valve timing. Werden die Ventilerhebungen von Aus- und Einlass über Kurbel- oder Noekenwinke1 (Steuerwinkel) aufgetragen, erhält man das Steuerdiag ramm. Das Steuerdiag ramm zeigt aber auch die Ventilquersehn ittsfläehe (Ventilöffnungsfläehe) in Abhäng igkeit vom Steuerwink el. Bild I. 4H. Für hohen Liefergrad und geringe Drosselverluste werden große Ventilquerschnitte angestrebt. M

e x pa n d i e re n

Auss ch i e b e n

An sau g e n

v e r dichte n Über sctm eidung

"

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c

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" .

Ao VQ r UT

UT

'"

vor OT

OT nach OT 36 0 Kur belst ell ung [ " KW]

.

"

-,

Es

~

UT nach UT I 5 40

UT unte rer Totpunkt bottom dead ceoue QT obe rer Totpunk t top dead cenrre Aö Aus lass öffnet eeoacs t opens As Aus lass schl ießt exhaust ccees Eö Einlass öffnet intake opens Es Einlass schließt Intake closes

Bil d L- 48 Allgeme ines Steuerdiagramm eines Viertak tmo tors (timing diagramme). Über dem Kurbelwinkel sind die Ventilerhebungen und damit die Ventilöffnungen aufgetragen , Wichtige, charakterist ische Größen sind Versetzung (Spreizung offsei) und Überschneidung (overlap) ,

L

4 Baugruppen Noch wic htiger ist es aber, den Weg des Venti ls zu betrachten. denn es kom mt d arauf an, wie schnell und wie hoch ei n Ventil ange hobe n wird. Diese Ventilerhebungsk urve ist die für die Beurteilu ng der Gaswechsel vorgänge wichtigs te g raphisc he Darstellung, siehe obe n Abschnitt Vent ilerhebun g. Die Steuerzeiten beei nflussen die Vorgänge bei m Lad ungswechsel und dam it d ie Motorcharak terist ik in folgender Weise, {UO] und [U l] : Der Einlassschluss Es beeinflusst die Füllungs- und da mit die Drehm omentenchara kteristik seh r viel stärke r als die anderen Steuerzeiten. siehe IJild L-49. wobei frü hes Es ein hohes Drehmoment im unteren Drehzahlbereich. abe r Füllungsverluste bei höheren Drehz ahle n. und spätes Es ei ne hohe Nen nleist ung, aber Füllu ngsverlu ste bei nied rigen Drehz ahle n (Sportmotor) bedeutet. Bei nied rigen Drehzahlen und Volllast (geöffnete Drosselkl appe) folgt de r Massenstro m a m Einlassventi l der Kolbenanregu ng (-bewegung). Um Lad ungsverluste (Rückschlcbcn in den Saugtrakt) z u vermeide n, sollte das Schließe n des Ein lassvent ils mög lichst nahe bei UT sei n. Auch die Ventilübe rschneidung im Lad ungswcchscl-O'F sollte klein sein , um den Restgasge halt im Frischgas z u minim ieren. Bei hohen Drehzahle n und Volllast führen g roße Ventilöffn ungs flächen zu eine r Entd mssclu ng und förde rn eine dy na mische Nachladung. wen n d ie Einlassve nti le ausreichend lange geöffnet sind. Dies erzwi ngt ei nen späten Einlassschluss. Im Leerlauf und bei Teillast wird durch ein e späte Einlassöff nung d ie Venti lübersc hneidung reduz iert, wodu rch das Rückströmen von Abgas in den Saugtrakt (Rcstgasantcil ) vermindert wird (geringerer Restga santeil führt z u besserer Energieumsetzu ng und damit zu Kraft stoffverbrauchsvorteilen in erster Linie durch schnelleres Durchbren nen der Ladung und geringere Zyklusschwankunge n ). Eine große Ventilübe rschneidu ng bew irkt höhere Spülve rluste. wodurch der effek tive Wirk ungsgrad abn immt. Die damit verbundene verb esse rte Restgasa uss pülung bewi rkt jedoch eine bessere Zylinderfüll ung und da mit ein e höhere Leistung. Frü hes Aö führt zwar z u hohen Verlusten an Expansionsa rbeit . reduz iert aber d ie er forde rliche Aussc hie bea rbeit . Die Steuerzeiten werden vereinfacht auch als .Stcucrdiagramrrr' aufgezeichnet. Dar in werden d ie Punkte angegeben. an denen d ie Ventile von ihrem Sitz abheben und wiede r aufsetzen. Bild L-5 0.

---------,

········i

o

2000

4000

Moto r d re hzah ! n~

Bild L-49 Einfluss des Einlasssch lusses Es auf den Liefergrad ÄI [L31]. Die Messung wurde an einem 8·Zyl.Ottomotor m it 4 Ventilen pro Zylinder du rchgeführt. Durch Verstellen de r Einlassnockenwelle um 20 "KW nach spät ergibt sich im unteren Drehzahlbereich eine deutliche Abnahme des Lieferqraos. Dem gegenüber erhöht sich die ladungsmenge bei hohen Drehzahlen.

1561

L

Rennmotoren

OT

Bild L· 50 Steuerzeiten eines Saugre nn-

motors (porsche Formel l,

a

1960er Jahre) und eines Serienmotors in "KW, nach [L30J. a Rennmotor b Serienmotor Die Ventilüberschneidung ist der graue gefärbte Bereich.

UT

In Ta belle L- 8 sind d ie Steue rzeiten einiger Geb rauchsmotoren sow ie Sport- und Rennmotoren angegeben. Hierbei ist zu beachten. dass Mehrzy linder motoren mit nur einem Vergaser fast gar keine Ventilüberschneidung vertragen. und dass z. B. auch Vierzylindermotoren mit zwe i Vergase rn aufY-fOrmige n Ansaugrohre n. die durch ein Ausgleic hsrohr verbunden sind, nur ganz geringe Ventilüberschne idu ng haben dürfen. Wenn. eine höhere Leistung erzielt werden soll. ist unbed ingt für jeden Zylinder ein eigener Vergaser Ibzw, eine eige ne Einspritzd üse t erfo rderlich. Wie aus de r Tabelle ers ichtlich. beträgt d ie Ges amtsteuerzeit für das Einlass- wie fLir das Auslass ventil bei einem Ge brauchsmoto r durchschnittlich 240265", für einen Sport motor bis etwa 320" und filr Ren nmoto ren meist zwischen 320- 360", aber auch da rüber. Dabe i ist zu beachten , d ass für Zylinderköpfe mit kleineren Ventilque rschnitte n (also Zwcivc nti lköpfc) längere Steuerzeite n erforderlic h sind als für Vierventilköpfe mit größeren Ventilquersch nitten. Tab. L· B Steuerzeiten un tersch iedlicher Motoren in Grad Kurb elwinkel [LOSI. Serienmotoren

Spo r lmotoren

Rennmo toren

5

20

25

40

50

55

60

95

104

Einlass sch ließt nach ur

40

60

55

80

90

85

80

105

104

Auslass öffnet vor UT

50

65

55

80

90

85

90

110

100

5

10

25

40

50

55

60

90

80

Einlass öffnet vor 0 1

Auslass sc hließt nach 01

Gebra uchs motoren arbeiten mit Ventilsteuerzeiten. die scho n be i nied rigen Drehzah len hohes Drehmoment sowie geri ngen Kraftstoffverbrauch und lange Lebensdauer gewä hrleisten: au f Höchst leist ung wird kein Wert geleg t. Diese relativ ,.zahmen" Steue rzeite n ermöglichen bei höheren Drehzahlen keine gute Zylinderfüllung. ßi ld L-51 stellt die Ventiler hebungen eines Serienmotors eine m da raus abgeleit eten Formel3-Triebwerk gegenüber. Die Ventilsc häfte sind beim Rennmotor von 7 au f 6 mm Durchmesser redu ziert. Der Nockenwellengrundkre is ist von 34 auf 30 mm verr ingert. damit die gefor derte Ventilerhebung oh ne Übersch reitung der ma xima len Flächenpressung erreic ht wird.

L

4 Baugrup pen

12 e ~ 10

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h........'. 9 , _ !

i

i --f ·........ ·_...·...·........1 Formel 3

--=-:~., ••~ ..- ~

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I

~

------- : -------------- \ -t- /

. . - . - .---. . 1._... 90

180

:

' 270

360

...

••

450

540

Aö 60 °KW v UT;

Serie:

As 32 " KW n 01:

·_·_·_·-i

--. 3

Kur bel stel l ung [ "KW]

Ste uerzeiten

630

.

n

__ . -;

Eö 20 °KW v or. Es 72 "KW n Ur.

gennrnctcr: Aö 58 °KW v UT; As 28 " KW n 0 1; Eö 33 °KW v 0 1; Es 53 °KW n Ur.

720

Bild L· 51 Vergleich von Steuerzeiten zw ischen Ser-enmoto r und da raus abgele itetem Renntriebwerk.

nach [l1 1J. Senermotor: 2,0 14 Ventil, Rennmotor: Forme l 3. Ventilhübe (11.15 mm gegenüber 9.5 mm ). Ventilerhebung, Sp reizung , Überschneid ung und Steuerzeiten weiche n beim Rennmolor sta rk vom Serienmotor ab.

Üher tragungseleml'nte follower. Für Rennmotoren kommen Tassenstößel und Schwinghcbcl z um Einsatz. Zur Reduktion von Reibung und Verschleiß sind die Gleitflächen DLC· besch ichtet (diamond Iike carhon). Diese Schichten sind weniger als 5 um dick bei einer Härte von über 3000 HV (Vickcrsh ärtcg radc). Die Oberfläche. auf der eine DLC·Sch ieht aufgebracht wird, muss poliert sein. sonst wirkt die kontu rtreue DLC-Schie ht extrem abrasiv, Reibungskoeffizienten zw ischen DLC-Flächen und Stahlgegenl äufer liegen bei 0.1 und für bcidc Laufpartner DLC-beseh ichtet betragen sie die Hälfte davon l U X]. Tass enstößel bucket tappet. Der Mindcstdurchmcsscr der Tasse hängt von der Nockenform und der Nockenbreite ab. Bild 1.-52.

.I I

\

\

I

0

--~~,IT ~z i ~I / Drauf sicht Bi td 1.- 52 Durchmesser von Tassenstö ßel. Der Durchmesser m uss so groß sein, dass der Nockenberührpunkt B immer auf dem Tassenboden liegt. Es ist jene Stellung gezeigt. bei welcher der Kreisbogen (RSPitl J gerade die Tasse berüh rt und die größte Auswa nderung smax erreicht w ird. Der Punkt B ist also auch der Ansch lusspunkt dieses Kreisbogens an die restliche Nocken flanke

IS63

L

Rennmotoren

Beim Rotieren des Nockens berüh rt dieser die Tasse im Punkt B. Im Bild wird z ur Veranschaulichung der Nocken festgehalten und statt dessen die Tasse im Gegensinn (Grad Nockenwinkel °NW) geschwenkt. Dabei wandert der Berü hrpunkt B aus, bis der Kreisbogen mit dem Spitzen radins RS pitze beginnt und die grö ßte Auswanderung '\"max erreicht ist. Bei weiterer Drehung bleibt B - solange de r Spitzenboge n die Tasse bcr ühr r -. an der sclbcn Stelle der Tasse. weil der Krümm ungsmittelp unkt M ja konstant ist. Sobald der Kreisbogen abläuft, diktiere n andere Krüm mungsmittcn die Lage des Berü hrpunk ts und diese r wande rt wiede r in Richtung Tasse nmit te. Ocr kleinste Sröücldurchmcssc r hängt darübe r hinaus noch von der Nockenbreite ab: _

RSIlI -

.2 smaJl

RS lÖ

hr-o ' + 2

( )

J

max

b No

Stößelra dius [mm]

größte Auswanderu ng des Berü hrpu nkts [mm ], siehe Bild L-52 Nockenbreite [mm]

Der Tassend urchmesser ist weiters für die größte Ventil hubgeschwindig keit von Bedeutung. Bild L-53. Für hohe Drehza hlen sind gro ße Zeitquersc hnitte für den Ladungswechsel zweckmäßig. Das erfordert bei vorgegebener Öffnungszeit (Stcuc rzcit) große Ventilhübe und führ t in Folge zu große n vc ntilhubgcsc hwindigkcitc n. Dafür wiederu m müssen die Stößeldurchmesse r angepasst groß sein.

,

~. r

I

I

M

B

Bild L-53 Kinematik des Stößelhubs. Rotiert der Noc ken (Grad Nockenwinka], "NW) so bewegt sich der Fassenstößel (Weg x). sobald d ie Nockenkontu r den Grundkreis (Radius RGrund) verlässt. Die vom Nocken hervorgerufene Stößelbewegung kann durc h einen Schubkurbet-tneb ersetzt werden. Die Kurbel (r) reicht bis zum Krümmungsmittelpunk t M der Nockenkontu r mit dem jeweiligen Berührpunkt B. Bei gleichmä ßiger Drehung des Nockens führt eine große Auswande rung s des Berüh rpunktes B zu einer hohen Hubgeschwindigkeil des St ößels.

Schw tnghebel (Schlepphcbcl) .fingerfillloll'er. Schwinghebel übern ehmen wie Stößel die Seitenkraft des Nockens weisen abe r dabei weniger bewegte Masse auf. Sie können auch relativ einfach mit einer Rolle versehen werden und so die Reibung im Ventiltrieb wesentlich reduziere n. Außerdem kann eine bauhöhenspa rende Übe rsetz ung zwischen Nockenund Ventilhub realisier t werden . Übliche Hebelübersetzungen liegen zwischen 1,2 bis 1.6. vo r allem bei kurzen Hebeln ist die Gesta ltung de r Autlage tläehe zum Ventilschaft dafür entscheidend. dass keine Seitenk raft auf de n Schaft wirkt. Die Krümmungsmittel punkte der Autlagekontur sollen beim Schwenken des Hebels immer auf der verlänger ten Yentilachsc liegen (Wälzbeweg ung) Bei einer Kreiskontur soll de r Mittelpunkt beim halben Ventilhub auf der Ventilachse liegen.

L

4 Baugruppen Das Ventilspiel (m!l'e /ash ) wird über Plättchen oder Kappen. die auf de n Vernilschaft gesteckt werden. eingestellt. Das spart gegenüber der komfortablen Lösung der selbsttätige n hydrau lischen Ausgleichselemente von Serienmotoren Masse und erhöht gleichzeitig die Steifigkeit im ventiltrieb. Hebel enthalten vielfach eine kleine Bohrung. d ie Schmicröl auf d ie Eing ri ffsflächc spritzt. Die g rößtmög lichen Flächenpressungen ts urfo ce pressure y liegen für Tasse nstößel bei 100(J N /m m 2 und für Schlepp hebel bei 600 N /m m 2.

vontüreder vaive spri ng. Die Hauptaufgabe de r Ventilfeder liegt dar in. den Kontakt zw ische n Nocke und Abnehmer bei allen Drehzahlen aufrecht zu erhalt en, vgl. Ventilerhebung. Grenzen in der Auslegu ng ergebe n sich durch de n beschränkten Baura um und du rch die Gren zd rehzah l. bei der Abheben zw ischen Abnehme r und Nocke auftrit t. Darübe r hinaus muss die Eigenfrequenz des Ventiltr iebs oberhalb der Höchstdrehzahl der Nockenwelle (= 0,5 Motordrehza hl) liegen. Zur Redu zieru ng von Reibverlusten wird versucht auch die Federma sse durch Gestaltopti mie rung möglichst klein zu halten. So werde n Fed ern mit veränder lichen Steig ungen oder verände rlichem Windun gsdurchmesser gewickelt. Der Fede rdraht ka nn zur Vergleichmäßig ung der Span nungsverteile ng ein eiförmiges Profil aufweisen. Federkennlinien werden durch solche Maßnahmen auch vorteilh aft progressiv gestaltet.

~3 2 , 2

•

. ep'!.l '

• O "O--'0rO'--~2~OO'--~3~O~O-4~OrO-~5TOO'--~6~O~O-7~O~O­ Fede r kraft ( N) Bild l -54 Ventilfeder eines Hochleistungsmotors (Porsche 911). nac h [l OS]. Diese Feder weist eine leic ht prog ressive Kennlinie auf. Kraft bei Vorspannung (9.5 mm): 196 N. Kraft bei rnax. Ventilhub (hv.ma~ - 11 mm): 589 N. Im Motor wird eine zweite Feder innerhalb d ieser eingebaut Oie Gesam tkräfle sind dan n 334 bzw. 961 N.

Die Drehzahlg renze eines Motors liegt mit einer Ventilfeder aus Stahl bei ca . 16000 min- I . Höhere Kurbelwellend reh zahlen lassen sich z. B. mit einer pneumatischen Fede r erzielen. Diese weist eine stark progressive Kennlinie bei extrem geringer Eigenmasse auf. In Serienmotore n hat d ie pneumati sche Ventil feder wege n des hohen Aufwands noch nicht Eingang gefunde n. Bild L-55 enthält eine Systemübersicht.

1565

L

Rennmotoren

Bil d L-55 Funktiönsprinzip einer pneumatischen veotnteoer. 1 2 3 4 5 6

Druckbehäll er pre ssure reservoir Tassenstößel buc ket seooet Rückschlagvent il one -way va/va Zulaufregler inlet regulator Nockenwelle camshaft Schwlnqne bel finger touower

7 8 9 10 11

Kolben pis ton Kolbendichtung pis ton seal Zylind er ey/inder venülsc hattabcichtunq valve stem seal Überdruckventil out ler va/va

Die eigent liche Luftfeder wird von einem Kolben (7), der in einem Zylinder (9) läuft. gebildet. Ein Druckbehälter (I ) mit etwa 0,5 bis 0,7 I unter ca. 300 bar stellt übe r ein DifTcrc nzdruckvcnti l die Luftversorgung mit 10 bis 20 bar sicher . Das Rückschlagventil (3) wird nur über die Gasfe der geschlossen. Beim Komp rimieren der Luft durch den Nocke n steigt de r Druck im Zylinder (9 ) auf etwa 95 ba r. die Temperatur auf ca. 300 "C an. Starten des Motors dar f nur bei vollstä nd ig gefülltem System erfolgen. Wenn de r Behälter inhalt für eine Renndista nz nicht reicht. muss er wäh rend eines Boxen stopps aufgefü llt werden . Zyli nde rko pfd icht ung cylinder head gastet, Bei Serienmotoren besteht die Zylinderkopfdichtung aus Montagegrün den aus einer Einheit die sämtliche Schni ttstellen ( Brennra um. Öl- und wasscrdurchlässc sowie cvt. Sek undärl uftka nä1c) abd ichtet. Meist sind d ies Mctallagen-Sickendichtu ngen mit einvulka nisierten Blastomerringen. Bei Rennfahrzeugen werden einzelne Bronze ringe zur Bren nraumabd ichtung verbaut, d ie in entsprechende Nuten des Kurbelgehäuses eingelegt werden. Die restlichen Dichtstelle n übern ehmen O-R inge. Bei Hochdr ehzahlmotoren werden im Brennraumbereic h gerne Garlock Hchc oflcx Ringe eingesetzt. Dieser Hoh lring bes teht au s einer Nickelleg ieru ng (z. 8. lnconel) und ist gasgefüllt (meis t Stickstoff) . Unter Wärmeein wirk ung unterstützt d ie Ausdehnung des Füllgases die Dichtwirkung [Ug].

L

4 Baugruppen

4.3 Kurbeltrieb Cranktrain Der Kurbeltrieb beinha ltet sämtliche Bauteile. die bei einer Leistungssteigerung im Zentrum der Entwicklung stehen: Der Kolben, das Pleuel. die Kurbelwelle und die Lager. Die begre nzende Größe ist die (Wa rm-)Festigkeit dieser hoch dynamisch beanspruchten Bauteile. Die Kräfte im Kurbeltrieb ändern sich über dem Kurbelwinkel und sind von der Drehzahl und der Last abhängig, Uild 1.-56. Die eigentliche Arbeit verrichte nde Ga skraft entsteht durch den Verbrenn ungsdruck. der auf den Kolben wirkt. Maximale Verbre nnungsdrücke bei Forrncl-l -Saug rnororcn liegen bei P ma, = \00 bar. Das Druckmaximum liegt etwa HOnach dem Züud-O'I (0 ° KW) [L03]. Bei konventionellen Pleuelverhältni ssen von Serienmotoren liegt der ideale Wert bei ca. 12 bis 15 °KW. Die drehzahlab hä ngigen Massenkräfte wirken der Gaskraft entgegen und ände rn während eines Arbeitsspiels ihr Vorzeichen mehrfach.

20 z

'b

z; 10

I

._ _ ._ _ ..! - - - - -

I

Bild l · 56 Kräfte im Kurbelt rieb eines Vierta ktmotors, Die Kräfte im Kurbe ltrieb sind hoch dynamisch. Die Gaskrafl verricht et Nutzarbeit. Die d rehzahla bhäng igen Massenkräfle wirken ihr entgegen ,

o 2 70

360

Kur belwelle crankshatt. Das zentrale Bauteil im Kurbeltrieb stellt die Kurbelwelle dar. Sie überträgt die oszi llierende Kolbenk raft in eine rotierende Bewegu ng und gibt bei Mehrzylindermotoren die Zündfolge vor. Hauptabmessu ngen typischer Rennmotorwellen fasst Tab elle L-9 zusammen. Die Abmessungen der Lagerzapfen beeinflussen das Reibmoment sowie die Torsionsund Biegefestigkeit. Bild L.-S7 zeigt den Einfluss der wichtigsten Abmessungen auf die Lagerr eibung. Übliche Lager weisen ein Breiten-Durehmesser-Verhähn is b l d von 0,3 bis 0,6 (max. 0,8) auf. Für eine vorteilhaft gleichmäßige Drehmomenta bgabe muss die Zündung der einzelnen Zylinder im sclbcn Abstand erfolgen. Das setzt voraus, dass die Kröpfungen der Kurbelwelle gleichmä ßig über dem Kreisumfang verteilt sind. Der ideale Zünd- bzw. Kröpfungsabstand ist daher 720 o/Zylinderzahl bei Viertaktmotoren (Zweitakter: 36()o/Zylinderzahl). Die Kröpfungsanordnung beeinflusst auch die Massenkräfte und -momcmc. Zur Mittelebene symmetri sche Kurbelwellen sind in dieser Hinsicht zu bevorzugen. Viertaktmotoren weisen zwei obere Totpun kte auf. die als Zünd-OT in Frage kommen, deshalb gibt es für eine bestimmte Kröpfungsanordnu ng mehrere mögliche Zündfolgen. Neben dem Drehschwin-

1567

L

Rennmotoren Tab . L-9 Haupl abmes sungen von ly pischen Kurbelwellen einiger Rennse rien [L16].

Motortyp

Hubraum Pl Hu b [mm]

o [m m]

World Rallye Car

ln dy Rac ing League

Form el 1

4-Zyl. Reihe

V8

VlO

1,6bis3

3,5

3,0

"

33

46

"

56

56.5

25.7

26,45

29,5

o [m m]

45

46.98

36,5

Brei te [mm)

25

47,1

39

Gesamtlänge [mmj

497

511

577

Gegengewichtsradius (m m]

146

152

105

Wellenza pfen:

Brei te [mm) Hu bzapfen:

d

• '•" ~

c

•

5

•

JS ~

"~

o ~ 0,2

Ii'

-h;-----i-----'--~--._ 0 ,2 1 3

vergrößerungsf akt or des Paramet ers [ -J Bil d L- 5 7 Einf luss w ichtiger Lagergrößen auf das Reibmome nt. Den größten Einf lus s zeigen der Za pfendurchmesser d und das Lagerspiel. Den ge ringsten Einf luss w eis t d ie Lagerb reite b auf . Nicht im Diagramm eingetra gen - we il offe nsicht lic h - ist d er Einf luss der Lage ranza hl. Diese erhöht d irek t proport ional d ie Reibung und ist somit ebe ntalls ein Kriteriu m bei der Wahl der Motorbauform, vg l. Bild L-S8.

gungsvcrhaltcn der Welle ist ein weiterer Gesichtspunkt bei der Wahl der Zündfolge auch die Druckschwingu ng im Abgasstra ng, welche für eine Abgasturboaufladung von Bedeutung ist. Bei V-Motoren können gleiche Zündabstä nde erreicht werden, wenn der Bankwinkel dem idealen Zündabstand entspricht. Falls der V-Winkel davon abweicht, können gleiche Zündabstä nde nur noch durch einen Hubzapfenversatz (Split-Pin) erzielt werden. Dabei wird ein Zapfen in zwei um den Differenzw inkel zwisc hen V-Winkel und Zündabstand versetzte Hälften aufgeteilt. In Bild L-58 sind für einige Motorbauformen Kurbelwellen und übliche Zündfolgen zusammengestellt. 5681

L

4 Baugruppe n

"

r-r-t

'l>. ~

72 "

8

V;'-";~.9

.~. '\ 1 ,1' /

2,7 \ .

V1Q

4 ,9

"0 A5: 1-4 -3 -2 -5

Vl0: 1-7- 4- 10- 3- 6-2- 9- 5- 8

/3,8 5, 10

" > '!> ~ 6S"~ ,

,,'2.'\ '077' /0.."

\ ,.,,/1

V12

R4: 1· 3 ·4 ·2

V8: 1-8 -3 -6 -4 -5 -2 -7

;1(

5 , 11

3,9

2 ,8

4, ' 0

A6: 1- 4 - 2 - 6 -3 - 5 V12: 1· 7- 5 · 11·3- 9· 6 · 12 · 2-8 · 4 - 10

"e

'·" ·5·'·3·" ·'·'·' ·" ·'"

Bil d L-5S Kurbelwellen und Zündfo lgen einiger Meterbautermen nach [L02]. Durch die Kröpfungsanordnung und d ie Drehnchtunq der Kurbelwelle ergeben sich mög liche Zündlel-

gen.

Die Motore n sind in der Sicht von obe n mit de r üblichen Zylindernu mmerieru ng dargestellt. Die Führung der Abgas rohre und die Kupplung (Kraftabgabeseite) sind ebe nfalls eingetragen. Die Motoren weisen als Reihenmotor und damit auch innerhalb einer Bank als V-Motor einen gleichmäßigen Zündabstand au f. Dennoch sind nu r beim V IO-Motor alle Zü ndabs tände gleichmäßig. Aus Kom fortgründen werden bei Pkw-x-Zylinder deshalb auc h Kurbe lwellen mit um 90° versetzten Krö pfungen eingesetzt, was bei eine m V-Winkel von 90° eine gleich mäß ige Zünd folge bewirkt. Der Nachteil liegt dabe i in der für d ie Leistung ungünstigen Zusa mmenfassung der Abgas rohre. Man erke nnt auch die Verwan dtscha ft zwisc hen Reihenmoto ren und V-Motore n dop pelter Zylinderzahl. die d ieselbe Kröpfungsanordnu ng be nutzen. Interessant ist auch die Anzahl der Hau ptlager. Diese ist neben de r Motorlänge fü r die Reibleistun g von Bede utung. Der Reihenvierzylinder (R4) braucht gleic h viele wie de r Vx-Moto r. nämlich fünf. V-Motoren weisen also neben ihrer Kompakt hcit auch den Vorteil weniger Lagers tellen au f. Diese können vergleichsweise kleiner d imensioniert werden. weil durch die höhere Zylinderz ahl d ie Krä fte pro Lager ger inger sind. Neben der Kröpfungsaufte ilung ist auch d ie Anzah l der Gegengewichte für die Belastu ng der Kurbelwelle sow ie ihrer Lugerstellen und damit des Kurbelge häuses entscheidend. Weist jede Kröpfung ein Paar Gege ngewic hte auf, ergibt da s zwar eine in sich g ut ausgeglichene Welle, erhö ht aber g leichzei tig die Masse und das Massent rägheits moment de r Welle. Bei Rennk urbelwellen wird daher ein Kompromiss angestreb t. bei dem mit möglichst wenig Gegengewichten d ie Legerbelas tung noch innerhalb der zulässigen Gre nzen bleibt.

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Rennmotoren

Bei Einzylinder motore n ist in der Praxis ein 90-%-A usglcich der oszillierenden Massenkräfte bei Einsatz einer Ausglcichswcllc ausreichend. Im Kurtsport und bei Rcnn mot orr ädem werden die Ausglcichswcllcn von manchen Teams entfernt. Als direkte Folge stellen sich oft Schäden beim Starter motor ein. Außerdem ist die Belastung des Fahrzeugrahmens größer und ma nche Fahrer klagen über Augenflimmern bzw. Sehstör ungen. Eine Ausglcichswcllc kompensiert in Summe der Eigenschafte n also ihren Gewichts nachteil. Ölversorger ung lubricat ion , Über d ie Ku rbelwelle werden d ie Pleuellager und damit auch die Kolbenbolzenlager mit Schrnicröl versorgt. Die Bohrungen sollen an Stellen der Zapfen münden, wo das Öl möglichst ungehindert austreten kann. Am besten sind Bereiche. an denen während eines Viertakt-Zyklusses Unterd ruck auft ritt. Bei Punklast liegt die ideale Mündung etwa 9(j° vor dem Kraftangriff. Die Mündungsstelle muss gut verrundet werden. ß ild L-59 zeigt einige Möglichkeiten von Schmierbohru ngen tiubricatlon holes) in Kurbelwellen. , /" I~1',~ " " I' \

Bild L-59 Ölboh rungen in Kurbe lwellen. a Einzelbohrung b zusätzliche Querbohrung in Wellenzapfen c zusätzliche Querbohrungen in Hub - und Wellenzapfen d Skizze zur Berechnung des erforde rlichen Öldrucks

Bei Serienmotoren gela ngt das Öl über Bohrungen im Hauptlagerstuh l zu den Hauptlagern. die umlaufende Nuten aufweisen. Über die Hauptlager wird das Öl durch Bohrungen in der Kurbelwelle weitergeleitet. Weil die Welle rotiert. muss das Öl daher zunä chst gegen seine Massenträgheit bis zur Wellenmute gepumpt werden. Erst ab da hilft die Fliehk raft bei der Ölvcrsorg ung. Der er forderliche Druc k zur Überwindung des Abstands bis z ur Wellenmitte hängt also von der Wellendrehzahl ab, Bild L-59d:

4 Baugruppen erforderlicher Öldruck [bar] Weg des Öls bis zur Wellenmitte [mm]

P erf

s

Dichte des Öls [ k g /d m'] . bei Raumtemperatur istpül ca. 0,9 kg/dm' Kreisfrequenz der Kurbelwelle [S- I]

POl

wM

WM = ltn M/ 30

Bei 15000 min- ' wird so bei einem Wellenzapfen mit 56 mm Durchmesser ein Öldruck von ca. X.7 bar nötig. Bei hochdrehenden Motoren er folgt die Schmierölzufuhr (oil f eed) daher in Wellenmitte. Bild L·60. 2 .7

7. 8 3

N N

Q

'& ,.. -. Q

1 2 3 4 5

Gehäuse Metallbalg Kurbelwelle Edelstah lrohr Gleitstein aus kuns tharz imprägnierter Hartkohle

Bil d L-60 Gestaltung des vorderen Kurbelwellenendes zur Ölveesorqonq, nach [L02]. Eine Gleitringdichtung mit gezielter Anpresskra ft «a. 42 N) stellt sicher, dass kein Öl verloren geht.

Bild L· 61 Schmie rölversorgung der Lagerste llen an einer schnell laufenden Kurbelwel le eines V6-Motors. Das Öl wird vorne axial in die Welle eingespeist und mit mög lichst geringen umrenkunqen zu den Hubzapfen geführt. 1 Ölzufuhr 2 Versorgungsbohrung en zu den Pleuellagern

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Rennmotoren Außerde m weisen solche Motoren ei nen ger ingen Hub auf Das verr ingert d ie Ölwcgc entgege n der Fliehkraft und füh rt d urch große Zapfenüberdeck ung zu steife ren Kurbelwellen. Nebenbe i wird die Belastbark eit de r Hauptlagerschale n erhöht, weil d ie sonst erfo rde rlichen Versorgu ngsnuten entfa llen. In Bild L-6t ist ei ne Kurbel welle eines hochdrehenden V6Motors da rgestellt. Die Sch micrölvc rso rgung erfo lgt nur über da s vordere Ende . Die Ölbohrungen verlaufen in erster Linie parallel zur Wellenachse. Bei längeren Wellen wir d d as Öl auch über das hintere Ende zuge führt . Leichthau . Kurbel wellen sind aus Stahl und daher sind Maß nah me n zur Vermeidung von Mass e lohn end. Erster Ansatz ist die Gc wichtsc rlc ichtc rung des Hubzapfens. Je leichter dieser Zap fen ist, desto wen iger Gege ngewicht wi rd erfo rde rlich. Das wiederu m redu ziert die Ges am tmasse der Welle und de ren Trägheitsmoment. Bei kleinerem Gege ngewicht kann dessen Bewegu ngsrad ius ebe nfalls klei n gehalte n werde n und damit ka nn d ie Kurbelwelle tief im Kurbelgeh äuse angeordnet werden , was den Motorschwerpunk t n iedrig halten hil ft. Hild 1,-62 zeigt ei nige Ausfü hr ungsvaria nten von Erlcichtcrungsma ßnahmc n. a: Eine Tieflochbohrung durch d ie gesamte Kurbelwelle entfernt entsp rec hend Material z ur Ge wichtsredu ktion . Eine so tiefe Boh rung muss mit einem Einlippenbohrer erzeugt werden. Weil dessen Schnitt nicht unterbrochen sein d arf, muss d ieser Fertigungssc hr itt z u Beg inn der Herstellu ng vorge nomme n we rde n. Der Bohrungsdurchmesser wird durch den Hubzapfen beg renzt. Dieser darf von der Bohru ng n icht erfasst werde n (Pfe il). Die Hubzapfen werde n durch zwe i schräge Boh rungen erleic htert . Zur Spa nnungsreduk tion wird de r Boh ru ngsgr und mit ein em halb kugclfönnigcn Fräse r fert ig bea rbeitet. h: Die Ölvcrsorguogsboh ru ngcn sind so groß gewä hlt, dass sie auc h zu r Ge wichtse rleichteru ng be itragen. Die Grenze ergibt sich du rch den minimalen Abstand zu r Hohlkeh le des Hubzapfens (Ma ß a ). Auch diese Boh rungen werde n mit Halbk ugelgru nd ausgeführt.

a

c Bild L-62 Erleichterung von Kurbelwel len, nach [116]. a zentrale Tieflochboh rung b große Ölversorgungsbohrungen c dezentrale Tieflochbohrung

4 Baugruppen Bei d ieser Welle werden die Gegengewichte angesch raubt. Dam it ist ein anderer Werkstoff mit höherer Dichte möglich, wodurch die Gegengewichte noch kleiner ausgeführt werden können. c: Die Hubzapfen werden mit exzentrischen Tieflochbohru ngen (I) erleic htert. Bei de r gezeigten Welle sind die einzel nen Hubza pfen um llWo verse tzt. des halb werd en auch die Gege ngewich te von der Tiefloc hbohrung erfasst. Die Schm lcrötvcrso rgung der Lagerstellen erfo lgt ebe nfalls über Tieflochbohrungen (2) . Außerdem si nd bei dieser Ausru hrung nicht alle Kröpfungen mit Gegengewichten versehen, was d ie Gesamtm asse des Bauteils weite r reduzie rt. Ein weite res Beispiel ei ner Ren nku rbelwelle zeigt Bild L·63. Bei dieser ist neben de m Gewicht auch noch der Luftwiderstand herabgesetzt worden. Bei hohen Drehzahlen (ca. ab 10000 min-') kommt nämlich de r Luft widerst a nd (tatsäch lich erze ugt ja ein Öl-LuftAcresol im Kurbelgehäuse Widerst a nd) der rotierenden Teile merkl ich zu m Trage n. Vor allem d ie auflaufende Flan ke muss gut verru ndet und engefast sein. So lassen sich bei 3,0- 1Motoren, die übe r 12 ClOO rnin - ! d rehen, bis z u 30 kW an Nutz leistung gewi nnen, d ie so nst bloß d ie Ölrcm pcratur anheben. Eine a lterna tive Möglichkeit d iese Verluste beinahe ga nz zu ver meiden ist das Eva ku ieren des Kurbelgeh äuses.

Bild L-6 3 Kurbelwel le eines 4-Zylinder-Reihenmotors. Die Welle ist durch eine zentrale Tieflochbohrung erleichtert. Die Wangen und die Gegengew ichte sind abgeschrägt. damit der Luftw iderstand redu ziert wird.

Zwei weitere Besonde rheiten von Rennkurbelwellen sind in Bild L-64 z u sehen. Damit die Gege ngewic hte diese r V IO-Welle k lein gehalten we rde n und trotzdem d ie erfo rde rliche Masse erreicht wird, weisen die Wangen Schwe rme tallstopfen (Wolfram, Pfeil) auf (a). Die Wangen sin d nicht nach aerodyna mischen Gesic htsp unkten ges taltet , wei l das Kurbelgehäuse dieses Motors evakuie rt wird . Die Kurbel wangen der V8-Welle weisen schneide nartige Rä nder (Abrlsskantcn. Pfeil) auf, d ie d as au s den Hauptlagern austretende Öl gez ielt absc hlcudcm (b).

w erk storte. Vergütungsstä hle (Ck45, 42CrM04 ). Nitr ierstähle (3ICrMoV9). mikrolegierte Stäh le (38M nS6). Herstellu ng . Rennkurbel wellen werden meist aus dem Vollen ei nteilig gea rbeitet. Bei Motoren . d ie von Serienagg regaten abgeleitet werde n, komme n Schmiedewellen zum Ein-

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Rennmotoren

Bild L-64 Details an Rennk urbelwellen.

a Schwe rmetallstopten im Gegengewicht (Ferrari V10 Tipo 049)

b Abnss kanten an der Kurbelwange (Fard Cos wo rlh OFV VB)

satz . Bei d iesen kann d ie Zündfolge des Rohlings gegen über der Serie durch Twiste n (Verdrehen) der Wellenzapfen geä nde rt werden. Wellen von Serienfahrzeugen werde n geschmiedet ode r aber auch gegossen. Sc h\\ u n~ra d fi.l'\\'hed. Rennmotoren haben meist gar kein Schwungrad. abgese hen von der Aufnahmeplatte für die Kupplung, die gleichzeitig die Sta rtcrvcrzahnung am Umfang aufnehmen kann . falls der Motor mit einem Elektrostart er ange worfe n wird. Eine kleinere Schwungmasse verlangt nach einer höheren Leerlaufdrehzahl. Rennmoto ren bleiben im Gegensatz zu Gebrauc hsmoto ren daher auch schlagartig stehen. sobald die Zündung abgeschaltet wird. Diese Flanschplatte besteht aus Stahl ode r wärmebe handeltem Alumi niu m.

Pleu el con rod. Das Pleuel verbindet den Kolben mit der Kurbelwelle. Es übe rtr ägt Gassow ie Massenkr äft e und wird durch die Querbesch leunigu ng de r eige nen Masse gebogen. Der Schaft wird daher als biegesteife Stütze ausgefüh rt. Schäfte von gesch miedete n oder gegossenen Ser ienpleuel weisen hauptsäc hlich ein vorteil haftes I-Profil (Doppel-T-Profil) auf, Bild L~65. Renn pleuel werden meist aus dem Vollen gefräst und werden dan n gerne als Glattsc haftpleuel mit H-Profil ausgeführt. Kurze Pleuel (ca . unter \30 mm) können auch als Messerpleuel gestaltet werde n. Sie weisen einen geri ngen Luftwid erstand auf und könn en einse itigen Biegu ngen von Hubzapfen besser folgen. Eine ideale Leichtbau-Kombin ation aus hoher Festigkeit und geri ngem Luftwiderstand bietet ein ova ler Hohlschaft. Die Pleuel der hochdrehenden Formel-l-Motoren haben typischerweise ein I-Profil und werden vom Kolben gefü hr t. Die g rößte n Belastungen. nach de nen ein Pleuel ausgelegt wi rd. stellt die Gaskraft durch de n maximalen Verbren nungsd ruck im Zylinde r dar lind d ie Höchstd rehza hl im Überschncidungs-O'L also wenn praktisch keine Gask raft der Kolbenbesc hleun igung entgegenwirkt. Zünddrücke liegen für Rennmotoren im Bereich um 120 bar für Saug motoren und 170 bis 220 bar bei aufgela denen Triebwerken. Einen Vergleich zw ischen Serien- und Rennausführung ze igt Bild L-66. Ein Ol M-Motor wird aus einem Serie naggregat abgeleitet. Das Renn pleuel ist länger und in Qucrrichtung biegesteifet. trotzdem ist seine Gesamt masse geringer. Dazu muss allerd ings erwähnt werden. dass der Werkstoff des Renn pleuels hochwcrtiger ist. Es g ibt ein ige Renn ser ien . in de nen d ie Pleuelmasse reglementiert ist. Aber

4 Baugruppen

Bild L-65 Ouerscnnittsoroüte von Pleuelschäften. a l-Profil (Doppe l-T) /-secrion b H-Profil H-sectiOn c Messerprofil ueae secnon d Hohlprofil ho/lowsecsoa

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