2 grudnia 2022



Aktualnie, na skutek utworzenia w 2001 r. nowej uczelni i związanych z tym zmian organizacyjnych, autor kontynuuje tę tematykę w Katedrze Silników Spalinowych i Pojazdów na Wydziale Budowy Maszyn i Informatyki Akademii Techniczno-Humanistycznej w Bielsku-Białej. Wykonanie prac badawczych o tak dużym zakresie nie byłoby możliwe bez wywołania zainteresowania i nawiązania współpracy z wieloma firmami motoryzacyjnymi oraz ośrodkami badawczymi krajowymi i zagranicznymi. Do najważniejszych należy zaliczyć współpracę z: Fabryką Samochodów Rolniczych w Poznaniu (opracowania do polskiego samochodu terenowego Honker), Wojskowym Instytutem Techniki Pancernej i Samochodowej w Sulejówku, Fabryką Samochodów Osobowych w Warszawie, Ośrodkiem Badawczo-Rozwojowym Samochodów Małolitrażowych BOSMAL w Bielsku-Białej oraz w części tematyki z Centro Recerche FIAT w Orbassano. Dzięki partnerstwu tych firm oraz wsparciu Komitetu Badań Naukowych w Warszawie możliwe były szerokie prace nad zespołami napędowymi o nowych koncepcjach działania.
Ideą tych rozwiązań jest wykorzystanie parametrów kinematycznych, dostępnych w obrębie mechanizmu różnicowego (które niosą informacje o współpracy kół napędowych z jezdnią), oraz – co szczególnie ważne – wykorzystanie rozwiązań mechanicznych do realizacji zaawansowanych funkcji regulacyjnych, które dzisiaj uważa się za możliwe do wykonania jedynie przez systemy elektroniczno-elektryczne, elektroniczno-hydrauliczne lub podobne. W założeniu, końcowym wynikiem prac ma być zbudowanie stosunkowo prostych mechanizmów różnicowych z mechanicznymi układami regulacji, które będą konkurencyjne względem typowych współczesnych rozwiązań, opartych na standardowych elementach automatycznego sterowania.

Kinematyka i dynamika mechanizmu różnicowego
Aby wgłębić się w tematykę rozdziału mocy na koła wydaje się celowe przybliżenie podstawowych właściwości najprostszego mechanizmu różnicowego. Mechanizm taki, dodatkowo określany jako symetryczny, najczęściej stosowany jest w mostach napędowych pojazdów (rys. 2 – na poprzedniej stronie). Poniżej zostaną przedstawione elementarne zależności kinematyczne i dynamiczne takiego mechanizmu. Zrozumienie tych prostych zależności ułatwia również analizę i porównywanie konstrukcji bardziej zaawansowanych.
Warunkiem symetryczności mechanizmu są jednakowe koła koronowe osadzone na wałach wyjściowych (o równych liczbach zębów), z czego wynika, że mechanizm ten, jako przekładnia planetarna, ma przełożenie wewnętrzne iw = – 1. Z ogólnego równania opisującego właściwości kinematyczne przekładni planetarnych wynika, że dla oznaczeń zgodnych z rysunkiem 2, gdzie ωo jest prędkością kątową wejściową (obudowy), a ω1 i ω2 są prędkościami członów wyjściowych, spełniona jest zależność:
         
wz1 
 
Wynika z niej, że prędkość kątowa ω0 jest zawsze równa wartości średniej arytmetycznej prędkości ω1 i ω2 wałów wyjściowych. Jest to bardzo korzystna cecha prostego mechanizmu różnicowego, zwłaszcza w przypadku jego stosowania w mostach napędowych, gdyż umożliwia pokonywanie zakrętów bez zmian prędkości obrotowej i obciążenia silnika napędowego.
W celu wykonania analizy rozdziału doprowadzonego momentu M0 na momenty wyjściowe M1 i M2, konieczne jest uwzględnienie, oprócz cech geometrycznych przekładni zębatej, także występującego momentu tarcia wewnętrznego (lub ogólnie – momentu oporu wewnętrznego). Gdyby pominąć moment tarcia wewnętrznego to w symetrycznym mechanizmie różnicowym momenty na obydwu wałach wyjściowych będą zawsze równe. Z fizycznej analizy pracy mechanizmu z tarciem wewnętrznym wynika, że przy różnicowaniu prędkości obrotowych na wale wyjściowym wolniej obracającym się będzie występował większy moment obrotowy (tarcie wspomaga napędzanie wału), a na wale szybszym mniejszy (tarcie hamuje ten wał). Znajduje to odbicie w opisach dynamiki przedstawianych w literaturze (na przykład [14]), gdzie zamiast oznaczeń momentów obrotowych M1 i M2 przyjmuje się umowne oznaczenia Mprzysp – moment obrotowy na wale przyspieszanym i Mopóźn – moment obrotowy na wale opóźnianym. Wówczas równanie momentów dla mechanizmu różnicowego ma postać:

wz2
      
Wszystkie cząstkowe wewnętrzne momenty tarcia, występujące pomiędzy poszczególnymi elementami mechanizmu, zastępuje się jednym ogólnym momentem tarcia wewnętrznego MT, który obecnie najczęściej określa się według tak zwanej definicji amerykańskiej [14]. Zgodnie z nią, dla symetrycznego mechanizmu różnicowego jest on równy różnicy momentów obrotowych na wałach wyjściowych potrzebnej do uruchomienia mechanizmu, czyli obrócenia jednego wału względem drugiego.

wz3


Z zależności 2 i 3 otrzymuje się równania określające wartości momentów wyjściowych Mopóźn i Mprzysp jako wynik rozdziału momentu wejściowego M0 z uwzględnieniem tarcia wewnętrznego:


wz4

Powyższe równania są słuszne w warunkach tarcia rozwiniętego, a więc wtedy, gdy występuje ruch względny elementów mechanizmu różnicowego. Jak długo różnica pomiędzy stycznymi reakcjami nawierzchni działającymi na koła napędowe jest zbyt mała, aby pokonać moment tarcia wewnętrznego i wywołać ruch mechanizmu różnicowego, tak długo obydwa koła będą miały jednakową prędkość kątową ω1=ω2. Jednak w tej sytuacji momenty obrotowe nie muszą być równe, ale mogą się dowolnie wahać w granicach od wartości minimalnej (0,5 M0 – 0,5 MT) do wartości maksymalnej (0,5 M0 + 0,5 MT), a zakres wartości pomiędzy tymi granicami nazywa się obszarem nieczułości mechanizmu różnicowego. Tak więc z faktu, że równe są prędkości kątowe wałów wyjściowych ω1=ω2 (również przy stosowaniu blokad sprzęgłami kształtowymi) nie wynika równość momentów wyjściowych, co jest częstym błędem w rozumieniu działania mechanizmów różnicowych.