PL204188B1

PL204188B1 - Napinacz do napędów pasowych i pasowy układ napędowy zawierający taki napinacz

Info

Publication number: PL204188B1
Application number: PL368918A
Authority: PL
Inventors: Keming Liu; Alexander Serkh
Original assignee: Gates Corp
Priority date: 2001-05-24
Filing date: 2002-05-23
Publication date: 2009-12-31
Also published as: WO2002095262A2; KR100565917B1; US6609988B1; CN1554000A; RU2272947C2; BR0208779B1; EP1390643B1; ES2395554T3; AU2002312046B2; HUP0600107A2; JP3926268B2; CA2443451C; KR20040011509A; WO2002095262A3; EP1390643A2; BR0208779A; MXPA03012061A; CN100561008C; JP2004536259A; TR200302050T2

Abstract

Przedmiotem wynalazku jest układ asymetrycznego napinacza tłumiącego do napędów pasowych silnika. Pas jest połączony pomiędzy kołem napędowym na wale korbowym i dowolną ilością kół napędzanych. Każde koło napędzane jest połączone z elementem pomocniczym takim jak alternator, pompa sterująca mocą, sprężarka i tym podobne. Napinacz jest umieszczony w dowolnym miejscu przed pierwszym elementem o znacznej bezwładności skutecznej, w kierunku ruchu pasa. Napinacz dodatkowo składa się z mechanizmu tłumiącego do tłumienia drgań pasa powstałych podczas pracy silnika. Tarcie tłumiące napinacza jest nierówne albo asymetryczne, w zależności od kierunku ruchu ramienia napinacza. Podczas przyspieszania tarcie tłumiące napinacza w kierunku odciążenia jest znacznie mniejsze niż tarcie tłumiące w kierunku odwrotnym, czyli w kierunku obciążenia, jak to jest podczas hamowania. Mniejsze tarcie tłumiące podczas przyspieszania pozwala na to, aby ramię napinacza mogło się szybko dostosować do zwiększonej długości pasa spowodowanej przyspieszeniem. Większe tarcie tłumiące podczas hamowania powoduje, że ramię napinacza nie może przesunąć się za daleko w kierunku obciążenia, powodując w ten sposób poślizg i hałas. Tłumienie asymetryczne również znacznie zmniejsza całkowitą wibrację pasa podczas wszystkich faz pracy.

Description

Opis wynalazku

Przedmiotem wynalazku jest napinacz do napędów pasowych i pasowy układ napędowy zawierający taki napinacz.

Większość silników używanych w samochodach i w innych pojazdach zawiera kilka układów pomocniczych napędzanych pasem, które są niezbędne do właściwego działania pojazdu. Układy pomocnicze mogą obejmować alternator, sprężarkę klimatyzatora i pompę wspomagania układu kierowniczego.

Układy pomocnicze są zazwyczaj montowane na czołowej powierzchni silnika. Każdy układ pomocniczy ma koło pasowe zamontowane na wale odbioru mocy z napędu pasowego. We wcześniejszych rozwiązaniach każdy układ pomocniczy napędzany był przez oddzielny pas, który biegł między układem pomocniczym a wałem korbowym. Dzięki udoskonaleniom w technologii produkcji pasów, w większości zastosowań powszechnie używane są pojedyncze pasy w układzie serpentyny. Pojedynczy pas w układzie serpentyny napędzany jest od silnika, dalej poprowadzony jest przez liczne różne elementy pomocnicze i napędza wymienione elementy.

Ponieważ pas w układzie serpentyny musi być poprowadzony przez wszystkie elementy pomocnicze, jest on w ogólnym przypadku dłuższy od swoich poprzedników. Dla prawidłowego działania pas zainstalowany jest ze z góry ustalonym naciągiem. Podczas pracy pas wydłuża się, co powoduje zmniejszenie naciągu pasa, przez co może powstać poślizg. W związku z tym używa się napinacza, aby utrzymać odpowiedni naciąg, gdy pas wydłuża się podczas pracy.

Podczas pracy napinacza poruszający się pas może wzbudzać drgania sprężyny napinacza. Drgania te są niepożądane, ponieważ powodują przedwczesne zużywanie się i pasa, i napinacza. W celu stł umienia drgań do napinacza dodawany jest człon tł umi ący.

Opracowano różne mechanizmy tłumiące. Między innymi amortyzatory z płynem lepkim, mechanizmy z powierzchniami ciernymi ślizgającymi się lub współpracującymi ze sobą, tłumiki drgań ze sprężynami wzajemnie na siebie oddziałującymi. W większości przypadków mechanizmy te działają przez stawianie oporu pasowi tylko w jednym kierunku. Zazwyczaj skutkuje to nietłumionymi drganiami pasa podczas pracy, ponieważ ramię napinacza oscyluje między położeniem obciążonym a położeniem odciążonym.

Rozwiązania układów napędowych znane w stanie techniki oparte są o funkcjonowanie napinacza ustawionego tak, aby podążał za ruchem pasa. Aby uzyskać tę zgodność, napinacz zwykle ustawiony jest na niski współczynnik tłumienia. W efekcie układy napędowe znane w stanie techniki działają w sposób niezadowalający podczas zmian obciążenia. Napęd pomocniczy funkcjonuje normalnie, gdy silnik pracuje ze stałą prędkością obrotową. Napinacz utrzymuje naciąg pasa w zadanym odcinku. Na ogół napinacz znajduje się za wałem korbowym w kierunku ruchu pasa. Tłumienie ustawione jest tak, aby napinacz tłumił większość drgań pracującego pasa.

Problemy pojawiają się, gdy prędkość silnika jest gwałtownie zmieniana w zakresie od 5000 do 10000 obr/min/s. W takim przypadku elementy pomocnicze takie, jak alternator, z powodu bezwładności w ruchu obrotowym napędzają pas. Powoduje to naciąg pasa za wałem korbowym i obciąża napinacz. Jeżeli współczynnik tłumienia w napinaczu jest zbyt niski, to nie jest on w stanie przeciwstawić się wzrostowi naciągu pasa i ramię napinacza odsunie się od pasa. W rezultacie napinacz nie utrzyma odpowiedniego naciągu pasa. Skutkiem jest poślizg pasa na kole pasowym wału korbowego, ponieważ pas jest napędzany teraz w kierunku wału korbowego, oraz piszczące dźwięki. We wcześniejszych rozwiązaniach, aby nie dopuścić do zmniejszenia naciągu pasa, unieruchamiano ramię napinacza w kierunku obciążenia, jednak unieruchomienie napinacza uniemożliwia mu tłumienia drgań pasa.

Wzorem rozwiązań znanych w stanie techniki jest amerykański patent nr 5439420, który ujawnia układ napędowy dla oprzyrządowania składający się z napinacza mającego regulator ruchu obrotowego ramienia, który umożliwia mu swobodną rotację w kierunku, w którym zwiększa się naciąg pasa, oraz regulator, który przeciwdziała ruchowi ramienia w kierunku, w którym zmniejsza się naciąg pasa.

Rozwiązania znane w stanie techniki pokazują również sposób rozmieszczenia elementów silnika tak, aby siła wynikająca z bezwładności była największa dla elementu umieszczonego najbliżej koła pasowego wału korbowego patrząc od naciągniętej strony pasa. Jest to ujawnione w amerykańskim zgłoszeniu nr 4959042. Metoda ta polega nie na właściwościach działania napinacza, lecz na dynamice przemiennej kolejności elementów pomocniczych i bezwładności ruchu obrotowego.

PL 204 188 B1

W celu rozwią zania problemu wysokiego współczynnika zmiany prędkości obrotowej silnika, rozwiązania znane w stanie techniki oparte są o napinacz unieruchamiający albo o szczególny układ mechaniczny. Żaden z tych układów nie rozwiązuje jednak podwójnego problemu polegającego na zapobieganiu powstawania piszczącego dźwięku i na tłumieniu drgań pasa podczas zmian prędkości obrotowej silnika. Ponadto rozwiązania znane w stanie techniki są skomplikowane i kosztowne oraz wymagają złożonych przyrządów mechanicznych do kontroli ruchu ramienia napinacza. Wcześniejsze rozwiązania są stosunkowo duże i wymagają wiele miejsca na powierzchni silnika. Metoda Tanaki nie w pełni rozwiązuje problem szybkiej redukcji prędkoś ci, skupia się na rozmieszczeniu elementów, co nie do końca rozwiązuje problem naciągania pasa podczas hamowania.

Istnieje potrzeba układu napinacza z asymetrycznym tłumieniem do napędów pasowych. Istnieje potrzeba układu napinacza z asymetrycznym tłumieniem do napędów pasowych, który byłby zdolny zapewnić większy naciąg pasa podczas szybkich zmian prędkości obrotowej silnika. Istnieje potrzeba napinacza z asymetrycznym tłumieniem do napędów pasowych zapewniającego większe tarcie tłumiące w kierunku obciążenia niż w kierunku odciążenia. Istnieje potrzeba układu napinacza z asymetrycznym tłumieniem do napędów pasowych mającego współczynnik asymetrii większy niż 1,5. Niniejszy wynalazek spełnia te potrzeby.

Celem wynalazku jest zapewnienie układu napinacza z asymetrycznym tłumieniem do napędów pasowych, który byłby zdolny zapewnić większy naciąg pasa podczas nagłych zmian prędkości obrotowej silnika.

Innym celem wynalazku jest zapewnienie układu napinacza z asymetrycznym tłumieniem do napędów pasowych mającego większą siłę tarcia tłumiącego w kierunku obciążenia niż w kierunku odciążenia.

Kolejnym celem wynalazku jest zapewnienie układu napinacza z asymetrycznym tłumieniem do napędów pasowych mającego współczynnik asymetrii większy niż 1,5.

Napinacz do napędów pasowych według wynalazku zawierający ramię obciążone pasem, zamontowane przegubowo do podstawy, koło pasowe połączone czopem z ramieniem i stykające się z pasem, ponadto zawierający człon napinają cy, który zawiera sprężynę skrętną, łączą c ą się z podstawą, oraz człon tłumiący korzystnie mający powierzchnię cierną łączącą się z podstawą, charakteryzuje się tym, że człon tłumiący łączy się z ramieniem w punkcie obrotu, który znajduje się promieniowo w określonej odległości od środka obrotu ramienia, przy czym człon tłumiący zawiera kanał mieszczący koniec sprężyny skrętnej, zaś kanał ma wygiętą powierzchnię cierną współpracującą z podstawą napinacza oraz ma pierwszy punkt styku sprężyny skrętnej i drugi punkt styku sprężyny skrętnej, przy czym pierwszy punkt styku oraz drugi punkt styku rozmieszczone są w położeniach umożliwiających współpracę, ponadto druga wygięta powierzchnia cierna, łącząca się z podstawą napinacza, jest przegubowo połączona z kanałem za pośrednictwem sprężyny skrętnej, zaś człon tłumiący ruch ramienia obrotowego jest przystosowany do działania asymetryczną siłą tłumiącą.

Wygięta powierzchnia cierna znajduje się promieniowo zewnętrznie od kanału względem środka obrotu.

Napinacz do napędów pasowych zawiera ponadto powierzchnię pochyłą łączącą się z obrotowym ramieniem napinacza, przy czym powierzchnia pochyła znajduje się promieniowo zewnętrznie od środka obrotu.

Pasowy układ napędowy według wynalazku, zawierający pas i przynajmniej dwa koła pasowe połączone pasem, przy czym każde koło pasowe połączone jest z elementem układu napędowego, ponadto zawierający napinacz, który jest wyposażony w koło napinacza połączone z pasem, przy czym napinacz ma ramię obciążone pasem i przymocowane przegubowo do podstawy, ponadto zawierający człon napinający, który zawiera sprężynę skrętną łączącą się z podstawą, oraz człon tłumiący, którego powierzchnia cierna łączy się z podstawą, charakteryzuje się tym, że człon tłumiący łączy się z ramieniem w punkcie obrotu znajdującym się promieniowo w odległości od środka obrotu i zawiera kanał mieszczący koniec sprężyny skrętnej, który to kanał ma wygiętą powierzchnię cierną łączącą się z podstawą napinacza, a ponadto kanał ma pierwszy punkt styku sprężyny skrętnej oraz drugi punkt styku sprężyny skrętnej, rozmieszczone w położeniach umożliwiających współpracę, ponadto druga wygięta powierzchnia cierna, współpracująca z podstawą napinacza, jest przegubowo połączona z kanałem za pośrednictwem sprężyny skrętnej, zaś człon tłumiący ruch ramienia obrotowego przystosowany jest do działania asymetryczną siłą tłumiącą.

Korzystnie, jeden z jego elementów ma bezwładność skuteczną równą lub większą, niż w przybliżeniu 0,004 kgm, a napinacz jest umieszczony przed tym elementem w kierunku ruchu pasa.

PL 204 188 B1

Korzystnie, wspomniany element stanowi alternator, ewentualnie wał rozrządu.

W korzystnym wariancie, układ według wynalazku zawiera dodatkowo drugi człon tłumiący obrotowo połączony z pierwszym członem tłumiącym i posiadający powierzchnię cierną łączącą się z podstawą .

Korzystnie, układ ma współczynnik hamowania większy niż 6000 obr/min/s, natomiast poślizg pasa na kole wynosi około 1,4%.

Wynalazek zostanie bliżej wyjaśniony na rysunku, na którym:

Fig. 1 jest schematycznym widokiem z przodu czołowej strony układu napędu pomocniczego, który zawiera napinacz do napędów pasowych z członem tłumiącym według wynalazku.

Fig. 2 jest powiększonym, częściowym widokiem schematycznym z fig. 1 wzdłuż linii 2-2 i ilustruje różne siły składowe związane z napinaczem,

Fig. 3 jest widokiem w przekroju poprzecznym wzdłuż linii 3-3 z fig. 2.

Fig. 4 jest powiększonym widokiem członu tłumiącego według wynalazku,

Fig. 5 jest alternatywnym wykonaniem członu tłumiącego o półkolistym kształcie,

Fig. 6 jest alternatywnym wykonaniem członu tłumiącego o półkolistym kształcie z zewnętrzną ścianą mającą taśmę odchylającą, i

Fig. 7 jest alternatywnym wykonaniem członu tłumiącego mającego wewnętrzną powierzchnię cierną.

Fig. 8 przedstawia widok od dołu sił działających na płytę tłumiącą.

Fig. 9 jest widokiem z góry płyty tłumiącej.

Fig. 10 jest schematem ciała swobodnego członu tłumiącego w podstawie napinacza.

Fig. 11 jest widokiem z boku członu tłumiącego wzdłuż linii 11-11 z fig. 8.

Fig. 12 jest widokiem z góry członu tłumiącego.

Fig. 13 jest widokiem perspektywicznym z góry płyty tłumiącej.

Fig. 14 jest widokiem perspektywicznym z dołu płyty tłumiącej.

Fig. 15 jest widokiem z dołu pierwszego alternatywnego wykonania członu tłumiącego.

Fig. 16 jest widokiem pionowym z boku członu tłumiącego wzdłuż linii 16-16 z fig. 15.

Fig. 17 jest widokiem z góry pierwszego alternatywnego wykonania członu tłumiącego.

Fig. 18 jest widokiem perspektywicznym z góry pierwszego alternatywnego wykonania członu tłumiącego.

Fig. 19 jest widokiem perspektywicznym z dołu pierwszego alternatywnego wykonania członu tłumiącego.

Fig. 20 jest widokiem perspektywicznym z góry alternatywnego członu tłumiącego.

Fig. 21 jest widokiem z dołu drugiego alternatywnego wykonania członu tłumiącego.

Fig. 22 jest widokiem pionowym z boku członu tłumiącego wzdłuż linii 22-22 z fig. 21.

Fig. 23 jest widokiem z góry drugiego alternatywnego wykonania.

Fig. 24 jest widokiem perspektywicznym z dołu drugiego alternatywnego wykonania.

Fig. 25 jest widokiem perspektywicznym z góry drugiego alternatywnego wykonania.

Fig. 27 jest widokiem schematycznym typowego napędu pasowego silnika.

Fig. 28A jest porównaniem parametrów napinacza konwencjonalnego i napinacza z asymetrycznym tłumieniem według wynalazku.

Fig. 28B jest porównaniem parametrów napinacza konwencjonalnego i napinacza z asymetrycznym tłumieniem według wynalazku.

Fig. 29A jest porównaniem parametrów napinacza pokazującym drgania kątowe.

Fig. 29B jest porównaniem parametrów napinacza pokazującym drgania ramienia napinacza. Fig. 29C jest porównaniem parametrów napinacza pokazującym naciąg dynamiczny.

Fig. 29D jest porównaniem parametrów napinacza pokazującym naciąg przy kole pasowym luźnym.

Fig. 30A jest porównaniem parametrów napinacza z asymetrycznym tłumieniem.

Fig. 30B jest porównaniem parametrów napinacza konwencjonalnego.

Fig. 30C jest porównaniem parametrów napinacza z asymetrycznym tłumieniem.

Fig. 30D jest porównaniem parametrów napinacza konwencjonalnego.

Fig. 30E pokazuje prosty napęd dwupunktowy z tylko jednym elementem pomocniczym.

Fig. 31 jest porównaniem ruchu ramienia napinacza podczas uruchamiania na zimno dla napinacza konwencjonalnego i napinacza z asymetrycznym tłumieniem.

PL 204 188 B1

Fig. 32 jest porównaniem skoku ramienia w napinaczu konwencjonalnym i napinacza z asymetrycznym tłumieniem.

Opisywany napinacz ma asymetryczne właściwości tłumiące. Napinacz z asymetrycznym tłumieniem według wynalazku rozprasza więcej energii niż napinacz konwencjonalny - przy założeniu, że obydwa napinacze mają taką samą siłę. Inną poważną zaleta napinacza z asymetrycznym tłumieniem jest to, że dla danego napędu pasowego może zapewnić większy współczynnik tłumienia w porównaniu z napinaczem konwencjonalnym.

Istnieją dwie zasadnicze różnice w działaniu między napinaczem z tłumieniem asymetrycznym a napinaczem konwencjonalnym. Po pierwsze, w napinaczu z tł umieniem asymetrycznym sił a tarcia i wskutek tego rozproszona energia drgań jest znacznie wyż sza podczas pół cyklu obciążania napinacza niż podczas półcyklu odciążania. Dla napinacza konwencjonalnego siły te są w przybliżeniu równe. Po drugie, energia napędu pasowego jest rozpraszana przez napinacz tłumiący tylko w półcyklu obciążania, ze względu na asymetryczne działanie tłumiące napinacza. Tłumienie napinacza w półcyklu odciążania rozprasza tylko energię mechaniczną napinacza, nie rozprasza natomiast energii pasa ani innych części składowych.

W szczególno ś ci sił a przył o ż ona do pasa nie moż e być w ż adnym momencie zbyt mał a, ponieważ wystąpiłby poślizg pasa na kołach pasowych elementów takich, jak alternator lub wał korbowy - patrz fig. 1. W ogólnym przypadku, podczas odciążania, sił a tarcia tł umi ą cego nie powinna przekraczać 70% siły sprężyny napinacza. W przypadku napinacza konwencjonalnego, gdzie obciążanie i odciążanie tłumienia jest faktycznie równe, tarcie podczas obciążania będzie również wynosiło 70% siły sprężyny. Na przykład, jeżeli moment siły sprężyny w napinaczu konwencjonalnym wynosi 15 Nm, a współ czynnik tł umienia wynosi 70%, to moment si ł y tł umienia bę dzie równy 10,5 Nm w obu kierunkach. Jeżeli wymagane jest większe tłumienie, to siła sprężyny musi zostać zwiększona, aby zachować odpowiednią wartość naciągu minimalnego. Zwiększanie stałej sprężyny obniża żywotność pasa oraz zwiększa obciążenie łożysk niektórych części składowych.

Z drugiej strony, gdy napinacz z asymetrycznym tł umieniem ma taki sam naciąg pasa, a współ czynnik asymetrii Kas równy jest na przykład trzy, to tarcie tłumiące w kierunku obciążenia będzie trzy razy większe niż w kierunku odciążenia. W rezultacie jest ono również trzy razy większe niż w napinaczu konwencjonalnym, przez co zapewnia układowi znacząco większe tłumienie bez zwiększania naciągu pasa.

Dlatego też napinacz z asymetrycznym tłumieniem wykazuje dwie dalsze korzyści w porównaniu z napinaczem konwencjonalnym. Po pierwsze, używając równorzędnych sprężyn można uzyskać dużo wyższe tłumienie. Po drugie, dla uzyskania takiego samego efektu tłumienia w kierunku obciążenia z napinaczem asymetrycznym napęd pasowy będzie poddany mniejszym siłom. W rezultacie tłumienie asymetryczne skuteczniej kontroluje drgania układu oraz znacząco zwiększa żywotność pasa.

Opisany tu człon tłumiący oraz napinacz są w zasadzie takie same, jak w amerykańskim zgłoszeniu patentowym nr 09/482128, złożonym 1/12/00, które zostało włączone tutaj przez przywołanie.

Na fig. 1 i 2 pokazano napinacz 10 do pasów napędowych z kołem pasowym 12 jako część składową układu napędu pasowego, który składa się z pasa 16 i kilku kół pasowych.

W przykładowym wykonaniu pas 16 nałożony jest na koło pasowe wału korbowego 18, koło pasowe wentylatora lub pompy wodnej 20, koło pasowe pompy wspomagania układu kierowniczego 22, koło pasowe alternatora 24, koło pasowe luźne 26 i koło pasowe napinacza 12. Pas 16 nałożony jest na koło pasowe 12 napinacza, które pokazano w kilku pozycjach, aby schematycznie zobrazować, w jaki sposób koło pasowe reguluje naciąg pasa. Koło pasowe 12 napinacza styka się z pasem 16 i równoważy obciążenie przyległych odcinków pasa 28, 30 wywierane w postaci naciągu pasa T1 i T2. Naciągi (albo obciążenia) pasa T1 i T2 dodają się tworząc wypadkową siłę pasa BF wzdłuż dwusiecznej kąta utworzonego przez odcinki pasa 28, 30. Wypadkowa siła pasa przesunięta osiowo od czopa 32 wytwarza stan złożonego obciążenia czopa, które obejmuje siły i momenty przedstawione symbolicznie (niekonkretnie) strzałką HL. Człon tłumiący według wynalazku pokazany jest jako człon 34 napinacza 10.

Na fig. 3 napinacz 10 do napędów pasowych jest napinaczem mechanicznym zawierającym człon tłumiący 34 według wynalazku. Napinacz ten zawiera podstawę 42, sprężynę skrętną 44 i koło pasowe 12 osadzone obrotowo na ramieniu obrotowym 52 za pomocą łożyska kulkowego 62 na wale 64. Łożysko kulkowe 62 przymocowane jest do wału 64 przez łącznik kołnierzowy 66. Ramię obrotowe 52 przymocowane jest do członu cylindrycznego 53, który podtrzymuje ramię obrotowe 52,

PL 204 188 B1 i obraca się z wałem 55 przegubu. W przegubie 32 umieszczona jest przynajmniej jedna tuleja 56 łożyska ślizgowego osi przegubu. Tuleja łożyska ślizgowego 56, wykonana korzystnie z polimeru, umieszczona jest w przegubie tak, aby obracała się wokół wału 55 przegubu podtrzymując ramię obrotowe 52. Na schemacie pokazano tylko jedną tuleję łożyska ślizgowego 56, lecz ich liczba może być większa. Wał 55 przegubu razem z łącznikiem 60 przechodzi przez otwór kołnierzowy 57 w elemencie cylindrycznym 53 i przez tuleję 56 łożyska ślizgowego łącząc ramię obrotowe 52 z podstawą 42.

Na fig. 2-4 człon tłumiący 34 zawiera sprężynę skrętną 70 mającą jeden koniec 72 i drugi koniec 74. Człon tłumiący 34 zawiera również płytę tłumiącą 76, która ma zewnętrzną powierzchnię cierną 78 do połączenia ciernego w tym wykonaniu z podstawą 42 napinacza 10. Powierzchnia pochyła 77 przewidziana jest dla współdziałania powierzchni obrotu 79 z ramieniem obrotowym 52. Płyta tłumiąca 76 ma pierwszy punkt styku 80 i drugi punkt styku 82 sprężyny dla połączenia sprężyny 70 z płytą tłumiącą 76. W wykonaniu pokazanym na fig. 4 płyta tłumiąca 76 jest symetryczna względem osi A-A, przez co umożliwia zainstalowanie sprężyny 70 mającej inny kierunek nawinięcia.

Płyta tłumiąca 76 zawiera kanał 86 do przyjmowania sprężyny 70 oraz płytę podstawy 88, ścianę wewnętrzną 90 i ścianę zewnętrzną 92. Płyta podstawy ma klocki cierne 93 rozmieszczone w równych odstępach na dolnej powierzchni 200 do połączenia ślizgowego z członem cylindrycznym 53 napinacza.

Płyta tłumiąca 76 ma przymocowaną okładzinę 84, która określa powierzchnię tarcia 78 i jest przymocowana do płyty tłumiącej 76 nakładkami 85 tak, że okładzina 84 trwale przylega do płyty tłumiącej.

Człon tłumiący 34 pokazany na fig. 2-4 ma kształt okrągły. Inne wykonanie członu tłumiącego 34 pokazane jest na fig. 5, gdzie płyta tłumiąca ma kształt półokrągły. Płyta tłumiąca 76 ma połączenie przegubowe 100 umożliwiające płycie tłumiącej ruch względny, zaznaczony przez B, pod wpływem momentu siły od sprężyny 70. Ten dodatkowy ruch płyty tłumiącej 76 zwiększa siłę tarcia tłumiącą wibracje.

W innym wykonaniu pokazanym na fig. 6 półokrągła płyta tłumiąca 76 ma taśmę odchylającą 102 na zewnętrznej ścianie 92. W tym wykonaniu siła przyłożona przez koniec 72 sprężyny działa na taśmę odchylającą 102 w kierunku oznaczonym strzałką C umożliwiając współdziałanie z napinaczem, przez co zwiększa obciążenie ramienia obrotowego 52. W tym wykonaniu taśma odchylająca 102 ma kontakt z dodatkową podporą 104 przymocowaną do ramienia napinacza 52.

Rysunek 7 pokazuje inne wykonanie członu tłumiącego, z wewnętrzną ścianą 90, na której znajduje się okładzina 110 mająca wewnętrzną powierzchnię cierną 112.

Figura 8 pokazuje od dołu siły działające na płytę tłumiącą. Napinacz do napędów pasowych z użyciem płyty tłumiącej według wynalazku, która nazywana jest tutaj również członem tłumiącym, ma asymetryczną charakterystykę tłumienia. Charakterystykę tę najlepiej opisują siły działające na człon tłumiący, czyli płytę tłumiącą, mianowicie: pierwsza siła tłumiąca TL powoduje ruch ramienia wokół czopa w pierwszym kierunku od nieskończonego elementu, a druga siła tłumiąca Tun powoduje ruch ramienia wokół czopa w drugim kierunku do nieskończonego elementu, przy czym pierwsza siła tłumiąca jest większa od drugiej siły tłumiącej.

W położeniu nieruchomym człon odchylający, czyli sprężyna skrętna, która wywiera moment siły sprężyny T_spr, powoduje reakcję N w pierwszym punkcie styku 80 i reakcję N w drugim punkcie styku 82. Drugi koniec sprężyny łączy się z podstawą 42, która nie może wykonać obrotu, przez co powstaje moment siły. Człon tłumiący jest utrzymywany zasadniczo w z góry określonym położeniu w stosunku do ramienia obrotowego, między powierzchnią pochyłą 77 a powierzchnią obrotu 79 i powierzchnią cierną 78. Dodatkowo powierzchnia pochyła 300 styka się z punktem styku 10, przez co zmniejsza siłę tłumiącą. W przypadku ruchu w przeciwnym kierunku powierzchnia pochyła 302 styka się z punktem styku 11, co zmniejsza siłę tłumiącą, a powierzchnia pochyła 310 współdziała z punktem styku 12, co zwiększa siłę tłumiącą.

Taśma tłumiąca styka się również z wewnętrzną wygiętą powierzchnią podstawy. Podczas ruchu ramienia obrotowego 52 powierzchnia cierna płyty tłumiącej naciska na wewnętrzną wygiętą powierzchnię, przez co wytwarza pierwszą i drugą siłę tłumiącą, które przeciwdziałają ruchowi ramienia obrotowego 52 tłumiąc w ten sposób oscylacyjny ruch ramienia obrotowego w każdym kierunku. Siły tłumiące płyty tłumiącej przeciwdziałają ruchowi ramienia obrotowego w każdym kierunku.

Oto analiza zależności:

Tspr = N*F (1)

PL 204 188 B1 gdzie: F jest odległością między punktami styku 80, 82. Powierzchnia pochyła płyty tłumiącej 77 naciska na ramię obrotowe w punkcie zatrzymania lub styku 79, przez co kontroluje obrót płyty tłumiącej 76 wokół powierzchni obrotu 79, która określana jest także jako „punkt zatrzymania” lub „punkt styku”.

W szczególności, gdy podstawa 42 jest nieruchoma, a ramię obrotowe 52 obraca się z członem tłumiącym w prawo, to moment tarcia lub siła tłumiąca wytworzona na krzywoliniowej powierzchni ciernej 78 zwiększa siłę reakcji P na powierzchni obrotu 79, przy czym:

P = Tsp_r/A (2) gdzie A jest odległością wzdłuż promienia od środka obrotu O do punktu przyłożenia siły P. O jest osią obrotu ramienia obrotowego 52.

Figura 9 jest widokiem z góry płyty tłumiącej. Równanie dla momentu sił względem środka obrotu O ma postać:

Tspr - Pl*A + μTL*R = 0 (3) gdzie TL i PL są siłami obciążającymi spowodowanymi przez naciąg lub siłę pasa. Wielkość μ jest współczynnikiem tarcia powierzchni ciernej 78. Każda opisana tutaj część powierzchni ciernej 78 może zawierać dowolny znany materiał cierny dający się zastosować do tłumienia ruchu względnego przyległych powierzchni ślizgowych, w tym między innymi nylon 6, nylon 66 i teflon®. Wielkość R jest promieniem powierzchni ciernej 78.

Kontynuując, siły skierowane w kierunku X to

T_L *cosθ + gT_L*sin0 - P_L = 0 (4) zatem:

T_L = P_L [1/(cosθ + μsinθ)] (5)

Zastępując TL i PL w równaniu momentu obrotowego (3) otrzymujemy:

T_spr - P_l*A + μ*Ρ|_ [1/(cosθ + μsinθ)] *R = 0 (6)

Przekształcając równanie otrzymujemy:

P_L = T_spr/A* [(cosO + μsinθ)/((cosθ + μβ^θ) - μ*R/A)] (7)

Równanie (7) daje wartość siły obciążającej P_L wywieranej na powierzchnię obrotu 79 na płycie tłumiącej powierzchni pochyłej podczas cyklu obciążania - patrz fig. 8.

Na fig. 10 widzimy schemat funkcjonowania ciała swobodnego członu tłumiącego w kierunku odciążania. Kontynuując sposób myślenia opisany przy fig. 9: gdy ramię napinacza porusza się w lewo, czyli „odciąża”, to moment tarcia obniża siłę reakcji Pun. Reakcja PL/Pun wytwarza siłę tłumiącą na powierzchni ciernej TL/Tun. Większa wartość P wywołuje większą reakcję normalną T i odpowiednio wyższy moment tarcia, i odwrotnie: mniejsza wartość siły P wywołuje mniejszą reakcję normalną T, itd.

P_un = T_spr/A* [(cosO + μsinθ)/(cosθ - μsinθ) + μ* R/A)] (8)

Równanie 8 daje wartość siły P_un wywieranej na powierzchnię obrotu 79 na płycie tłumiącej 76 podczas cyklu odciążenia, patrz fig. 8.

Asymetria tłumienia i związany z tym współczynnik tłumienia określany jest przez naciąg pasa albo przez różnicę obciążeń P między warunkiem obciążenia a warunkiem odciążenia, które odpowiadają pierwszej sile tłumienia i drugiej sile tłumienia.

^Kas ^ΔT o obciążenie pasa^/ATodciążenie pasa (9) gdzie: K_as jest współczynnikiem asymetrii, ATobdążeme _pasa jest zmianą naciągu pasa przez analogiczną pierwszą siłą tłumiącą, gdy ramię obrotowe porusza się w kierunku od pasa, czyli od nieskończonego elementu.

^ATobciążenie pasa ^{= T}max pasa ^{- T}nom pasa (10) gdzie: AT odciążenie pasa jest zmianą w naciągu pasa przez analogiczną drugą siłą tłumiącą, gdy ramię obrotowe porusza się w kierunku do pasa.

AT odciążenie pasa nom pasa min pasa (11)

PL 204 188 B1

W napinaczu według wynalazku siła reakcji P wytwarza nacią g pasa, zatem Kas = (PL - P)/(Pun) (12)

Po podstawieniu równanie na współczynnik asymetrii przedstawia się następująco:

K_as= [(^εθ - μείηθ) + μ* R/A)/(cosθ + μβϊπθ) - μ* R/A)] (13) gdzie θ = arcus tangens (μ).

P r z y k ł a d:

Zakładając następujące wartości dla powyższych zmiennych: μ = 0,2 - współczynnik tarcia

R = 33 mm A = 16 mm θ = 11,3° i podstawiając je do powyższego równania otrzymujemy:

Kas= 1,35/0,61 = 2,2

Współczynnik asymetrii może być zmieniany przez zmianę współczynnika tarcia powierzchni ciernej 78, jak również przez zmianę wymiarów R i A.

Gdy człon tłumiący ma podwójną taśmę tłumiącą, asymetria będzie 1,5 do 2,0 razy większa niż przy pojedynczej taśmie tłumiącej.

Schemat 1 i schemat 2 pokazują obciążenie napinacza mierzone statycznie i dynamicznie dla jednego członu tłumiącego.

Schemat 1

	Obciążenie i tłumienie napinacza-mierzona statycznie Pojedynczy mechanizm tłumiący	»T obcią żenią oT T-odcią
50 45 40 -	• —-——-	* żenią
3$ 30 25	-;-» ......... ' “*- -
20 »5 10 -	Γ.....o η ό“ύ o o o o . _ w ........-uJ
a i .....—«< a * * *
5 0	y · -i- #

Test na trwałość, godziny

Schemat 2

PL 204 188 B1

Schemat 3

Schemat 4

Schemat 3 i schemat 4 pokazują obciążenie napinacza mierzone statycznie i dynamicznie dla podwójnego członu tłumiącego - patrz fig. 15.

Na każdym z powyższych schematów charakterystyka asymetrii jest przedstawiona jako rozpiętość między punktem Tobciążenia a punktem T w porównaniu z rozpiętością między punktem Todciążenia a punktem T. Okreś lenie wartości Kas jest po prostu sprawą pomiaru wartoś ci na odpowiednim sche-

macie. Dla poszczególnych pomiarów:
	24	200	400
Dla schematu 1:
^Tobciążenia ^{- T=}	10	8	10
^{T - T}odciążenia ⁼	6	6	6
Kas =	1,66	1,33	1,66
Dla schematu 2:
^Tobciążenia ^{-T =}	12	9	10
^{T - T}odciążenia ⁼	7	6	6
Kas =	1,77	1,5	1,66
Dla schematu 3:
^T obciążenia ^{— T} =	22
^{T - T}odciążenia ⁼	11
Kas =	2,00

PL 204 188 B1

Dla schematu 4:

Tobciążenia ^{- T = 24}

T- Todciążenia ^{= 11}

Kas = 2,18

Figura 11 jest widokiem z boku członu tłumiącego wzdłuż linii 11-11 na fig. 8. Prowadnica 14 przymocowana jest w celu odpowiedniego ustawienia sprężyny w stosunku do płyty tłumiącej 76. Podpora 13 sprężyny wystaje ponad płytę tłumiącą 76. Sprężyna jest zamontowana w stanie ściśniętym z obciążeniem osiowym, które działa równoległe do osi obrotu ramienia obrotowego wywierając siłę F13 na podporę 13 sprężyny oraz na prowadnice 14 i 15. Powoduje to nacisk płyty tłumiącej 76 na ramię obrotowe (nie pokazano) - patrz fig. 2.

Powierzchnia cierna 78 jest przymocowana do płyty tłumiącej nakładkami 85, patrz fig. 12. Klocki cierne 93 tworzą powierzchnię o niewielkim tarciu, po której płyta tłumiąca 76 łączy się przesuwnie z ramieniem obrotowym (nie pokazano), patrz fig. 2.

Figura 12 jest widokiem z góry członu tłumiącego. Nakładki 85 zazębiają się z płytą tłumiącą 76 i mocują powierzchnię cierną 78 do płyty tłumiącej 76. Koniec 72 sprężyny 70 styka się z płytą tłumiącą w punktach styku 80 i 82. Rowek 9 dzieli powierzchnię cierną 78 na dwie symetryczne połowy, przy czym każda połowa współdziała z wewnętrzną wygiętą powierzchnią podstawy napinacza (nie pokazano). Z przyczyn tu opisanych rowek jest ustawiony zasadniczo w linii z punktami styku 80 i 82.

Siła P jest relatywnie mała, gdy działa zgodnie z kierunkiem ruchu wskazówek zegara i gdy obciążenie pasa lub czopa jest zredukowane. Obciążenie czopa jest obciążeniem czopa 32 koła pasowego wynikającym z siły wywieranej przez pas na ramię obrotowe. Powierzchnia obrotu 79 uniemożliwia przesuw płyty tłumiącej 76 w warunkach względnie lekkiego obciążenia. W przypadku zwiększonego obciążenia czopa, płyta tłumiąca 76 naciska na powierzchnia obrotu 79. Jest to rezultatem lekkiego odkształcenia plastycznego płyty tłumiącej i powierzchni ciernej pod zwiększonym obciążeniem.

W przypadku ruchu ramienia obrotowego w lewo punkt styku 12 ogranicza przesuw płyty tłumiącej 76 w warunkach względnie lekkiego obciążenia. W przypadku większego obciążenia czopa punkt styku 11 współdziała z punktem styku 12 w warunkach zwiększonego obciążenia. Ponownie jest to wynikiem lekkiego odkształcenia plastycznego płyty tłumiącej pod obciążeniem.

W każdym z dwóch przypadków styk płyty tłumiącej z powierzchniami obrotu 10 lub 79 powoduje obrót płyty tłumiącej mającej oś obrotu na powierzchni obrotu 79 lub 10 zależnie od zastosowanej wartości momentu sprężyny. Na fig. 8 działanie sił w punktach styku 80 i 82 spowoduje, że płyta tłumiąca 76 zetknie się z powierzchnią obrotu 79 i być z powierzchnią obrotu 10 w zależności od obciążenia. Obciążona w ten sposób płyta tłumiąca 76 będzie się lekko obracała wokół powierzchni obrotu 79 lub 10 doprowadzając do kontaktu między powierzchnią cierną a wewnętrzną powierzchnią obudowy, przez co będzie wywierać siłę prostopadłą na powierzchnię cierną. Ta sama logika ma zastosowanie w połączeniu płyty tłumiącej z punktami styku 11 i 12.

Specjalista doceni, że kontrolowanie podstawy członu, przesuwu i kierunku obrotu między punktami ramienia obrotowego 79, 10, 11 i 12 wzmacnia połączenie między powierzchnią cierną 78 a wewnętrzną powierzchnią obudowy. Ramię obrotowe może obracać się w całym roboczym zakresie ruchu względem obudowy, ponieważ płyta tłumiąca związana jest z ramieniem między punktami styku 79, 10, 11 i 12.

Figura 13 jest widokiem perspektywicznym z góry płyty tłumiącej. Klocki cierne 93 przymocowane są do płyty tłumiącej 76 w celu zmniejszenia tarcia między płytą tłumiącą a ramieniem obrotowym (nie pokazano). Można zauważyć, że płyta tłumiąca nie jest przymocowana osiowo dla osiągnięcia znaczącej regulacji ruchu obrotowego wokół punktu O. Płyta tłumiąca 76 pływa między powierzchniami obrotu 79, 10, 11 i 12 pod działaniem siły sprężyny. Umożliwia to każdej powierzchni ciernej odpowiednie ustawienie się pod obciążeniem, aby podczas pracy uzyskać zetknięcie z całą wewnętrzną wygiętą powierzchnią obudowy. Umożliwia to również regulację zużycia płyty ciernej przez stałą zmianę położenia w okresie żywotności napinacza. Prowadnice 14 i 15 odpowiednio prowadzą i ustalają położenie końca 72 sprężyny na płycie tłumiącej 76. Współpraca ta jest niezbędna dla odpowiedniego umieszczenia końca 72 sprężyny, aby stykał się z punktami 7 i 8 płyty tłumiącej.

Figura 14 jest widokiem perspektywicznym z dołu płyty tłumiącej. Powierzchnie nośne klocków ciernych 93 są zasadniczo współpłaszczyznowe z powierzchnią dolną 51 powierzchni ciernej 78, przez co utrzymują płytę tłumiącą zasadniczo płasko na ramieniu obrotowym. Powierzchnia cierna 51 ma taki sam współczynnik tarcia, jak powierzchnia cierna 78.

PL 204 188 B1

Figura 15 jest widokiem z dołu pierwszego alternatywnego wykonania członu tłumiącego.

Pierwsze alternatywne wykonanie zawiera dwie powierzchnie cierne 78 na płycie tłumiącej 76. Przeciwnie skierowane siły tłumiące P₁ i P₁' działają na płytę tłumiącą w punkcie obrotu 100. Koniec 72 sprężyny styka się z płytą tłumiącą 76 w punktach styku 107 i 108. Podczas pracy sprężyna 50 wytwarza siłę

P1' = Tspr/r

Punkt obrotu 100 - patrz fig. 16 - umożliwia lekkie wygięcie płyty tłumiącej, przez co umożliwia obu częściom płyty tłumiącej 180 i 190 wzajemny ruch jednej względem drugiej. Ten wzajemny ruch części 180 i 190 spowodowany wygięciem płyty tłumiącej w punkcie obrotu 100 jest ruchem promieniowym w stosunku do środka obrotu O płyty tłumiącej 76, dlatego też każda powierzchnia cierna 78 jest ruchoma w kierunku odpowiednio D1 lub D2.

Gdy płyta tłumiąca jest w stanie równowagi, to siła P1' powoduje powstanie przeciwnie skierowanej siły Pi działającej na pozostałe części 180 i 190 płyty tłumiącej 76. Siły P₁ i P sumują się dając siłę wypadkową R:

R = P1+ P (14)

Siła wypadkowa działa na wewnętrzną wygiętą powierzchnię obudowy napinacza (nie pokazano), patrz fig. 2. Siły R i T działają na powierzchni przylegania współpracujących części: wewnętrznej wygiętej powierzchni obudowy napinacza i powierzchni ciernej. Siły te wytwarzają siłę tarcia na każdej z powierzchni ciernych odpowiednio do wartości współczynnika tarcia.

W stanie równowagi siła P jest siłą równoważącą lub przeciwstawiającą się momentowi siły od obciążenia pasa:

BL*M = P*A (15) zatem

P = (BL*M)/A (16) gdzie BL jest obciążeniem pasa lub czopa, M jest ramieniem momentu mierzonym od środka obrotu O do obciążenia czopa na ramieniu, natomiast P i A opisane są tutaj.

Siła tarcia (R+T) μ jest w przybliżeniu trzy razy większa niż siła tarcia w pojedynczym członie tłumiącym, czego przyczyną jest dodatkowa siła: R=P+P1. P jest jedyną siłą równoważącą położenie ramienia pod obciążeniem czopa.

Figura 16 jest widokiem pionowym z boku członu tłumiącego wzdłuż linii 16-16 z fig. 15. Pokazuje on względne położenie powierzchni ciernych 78. Punkt obrotu 100 jest pokazany między powierzchniami ciernymi. Każda z powierzchni ciernych 78 ma równe wygięte odcinki robocze A_L - patrz fig. 17 - mające taki sam współczynnik tarcia, μ. Oczywiście, charakterystyka tłumienia członu tłumiącego może ulec zmianie, częściowo przez zmianę długości AL każdej z powierzchni ciernych.

Figura 17 jest widokiem z góry pierwszego alternatywnego wykonania członu tłumiącego. Nakładki 40 łączą powierzchnię cierną 78 z płytą tłumiącą 76. Koniec 72 sprężyny styka się z płytą tłumiącą 76 w punktach styku 107 i 108. Punkt obrotu 100 umożliwia wygięcie płyty tłumiącej 76 umożliwiając w ten sposób wzajemny ruch względny powierzchni ciernych 78, jak opisano wcześniej.

Figura 18 jest widokiem perspektywicznym z góry pierwszego alternatywnego wykonania członu tłumiącego. Punkt obrotu 100 jest pokazany między powierzchniami ciernymi 78.

Figura 19 jest widokiem perspektywicznym z dołu pierwszego alternatywnego wykonania członu tłumiącego. Powierzchnie 202 i 203 stykają się z ramieniem obrotowym (nie pokazano). Powierzchnie 202 i 203 mogą mieć taki sam współczynnik tarcia, jak powierzchnie cierne, jeżeli wymaga tego użytkownik. W tym wykonaniu nie są potrzebne klocki cierne 93 zastosowane w wykonaniu z pojedynczą powierzchnią cierną - patrz fig. 13.

Figura 20 jest widokiem perspektywicznym z góry alternatywnego członu tłumiącego. Podpory sprężyny 20 i 21 są nierównej wysokości, aby mogły odpowiednio podtrzymywać sprężynę skrętną (niepokazane). Podczas pracy sprężyna jest lekko ściskana w kierunku osiowym, przez co wytwarza siłę działającą na powierzchnie cierne 202 i 203 za pośrednictwem podpór 20 i 21.

Figura 21 jest widokiem z dołu drugiego alternatywnego wykonania. Człon tłumiący jest zasadniczo taki sam, jak w realizacji opisanej w fig. 15, z tym wyjątkiem, że zastosowano tylko jedną powierzchnię cierną 78. Ponadto powierzchnia cierna 78 nie zawiera rowka 91 Zamiast tego wygięta powierzchnia 92 - patrz fig. 23 - tworzy ciągłą powierzchnię styku dla płyty tłumiącej 76. Z uwagi na relatywnie niski współczynnik tarcia, siła normalna T wytwarza na płycie tłumiącej zaniedbywalną siłę

PL 204 188 B1 tarcia. Istnieją dwie siły T i P, które zapewniają równowagę. Istnieją również dwie siły tarcia: R = Pi+P. Płyta tłumiąca znajduje się w stanie równowagi statycznej P1' = -P1.

Figura 22 jest widokiem pionowym z boku członu tłumiącego wzdłuż linii 22-22 na fig. 21.

Figura 23 jest widokiem z góry drugiego alternatywnego wykonania. Powierzchnia cierna 78 jest połączona z płytą tłumiącą nakładkami 85. Część płyty tłumiącej, pokazana w innych realizacjach, jako mająca rowek przyległy do punktów styku 107, jest w tym wykonaniu ciągłą wygiętą powierzchnią 92 do współpracy z ramieniem obrotowym.

Figura 24 jest widokiem perspektywicznym z dołu drugiego alternatywnego wykonania. Ciągła wygięta powierzchnia 92 jest powierzchnią nośną, do której przyłożona jest siła T, jak opisano.

Figura 25 jest widokiem perspektywicznym z góry drugiego alternatywnego wykonania. Podpory sprężyny 20 i 21 odbierają zarówno siłę skrętną sprężyny (nie pokazano), jak również opisaną siłę osiową sprężyny.

Tłumienie jest ważną cechą napinacza używanego w napędach pasowych silników spalinowego, jak w samochodach. Napęd pasowy najczęściej zawiera napęd z pasem wieloklinowym do napędzania elementów pomocniczych, jak sprężarka instalacji klimatyzacyjnej, alternator, pompa wodna, pompa wspomagania układu kierowniczego albo może obejmować napęd pasek rozrządu do napędu zespołu krzywek i zaworów.

W większości samochodowych napędów pasowych funkcjonują automatyczne napinacze tłumiące z użyciem sił tarcia. Średni naciąg każdego odcinka pasa przyległego do napinacza kontrolowany jest przez sprężynę napinacza. Część dynamiczna, czyli fluktuacja naciągu, kontrolowana jest głównie przez tłumienie napinacza. Tłumienie napinacza jest podstawowym czynnikiem służącym do kontroli drgań ramienia napinacza i do tłumienia wibracji układu.

W ogólnym przypadku napędy pasowe, w których używane są napinacze, składają się z dwóch typów napędów: pasowe napędy pomocnicze oraz napędy paska rozrządu. W napędach pomocniczych pas napędza przynajmniej jeden element o znacznej bezwładności skutecznej (0,004 kg^m² lub więcej), w większości przypadków jest to alternator. Bezwładność skuteczna jest bezwładnością wirującej części elementu pomnożoną przez współczynnik prędkości wału korbowego:

I_effect = I*(D_crk/D)

Napinacz umieszczony jest w dowolnym miejscu przed pierwszym elementem o znacznej bezwładności skutecznej w kierunku ruchu pasa. W przypadku paska rozrządu napinacz jest umieszczony przed pierwszym wałkiem krzywki, czyli w kierunku ruchu paska.

Głównym źródłem wzbudzania drgań obrotowych w pomocniczych pasowych układach napędowych silnika spalinowego jest wał korbowy. W niektórych przypadkach głównym źródłem wibracji mogą być wytworzone przez sprężarkę impulsy wysokiego momentu obrotowego lub też pompa napędzana pasem.

Typowymi zjawiskami wibracji układu są nadmierne drgania ramienia napinacza, wibracje (trzepotanie) pasa, poślizg dynamiczny pasa oraz hałas powodowany przez poślizg. Wszystkie te zjawiska powodują tendencję do obniżania żywotności pasa i niezawodności układu.

Figura 27 przedstawia plan typowego czterocylindrowego silnika spalinowego. Gdy elementy pomocnicze oraz układ przeniesienia napędu są obciążone i naciąg pasa jest mniejszy niż 300 N, a tłumienie mniejsze niż 30%, to wystąpi trzepotanie odcinka pasa między pompą wspomagania układu kierowniczego (P_S) a kołem pasowym luźnym (IDR), poślizg dynamiczny oraz świergocący dźwięk (P_S) i drgania ramienia z amplitudą 6 mm lub więcej (szczyt - szczyt) przy rezonansowej prędkości obrotowej. Inne części planu silnika to: pompa wodna W_P, klimatyzator A_C, wał korbowy CRK, alternator ALT.

Figura 28 pokazuje krzywe histerezy dynamicznej oraz parametry naciągu i tłumienia dla silnika z fig. 27 wraz z porównaniem napinacza z asymetrycznym tłumieniem (fig. 28B) i napinacza konwencjonalnego (fig. 28A). Współczynnik asymetrii Kas, czyli współczynnik asymetrii napinacza z asymetrycznym tłumieniem, w tym przypadku wynosi 2,7. Naciąg wytworzony przez sprężynę wynosi 362 N dla napinacza konwencjonalnego i 241 N dla napinacza z asymetrycznym tłumieniem. Naciąg w napinaczu z asymetrycznym tłumieniem jest o 33% mniejszy niż w napinaczu konwencjonalnym. Naciąg ten jest również nazywany naciągiem instalacyjnym, który jest równorzędny ze naciągiem średnim przez większą część czasu pracy silnika.

Na fig. 29 pokazane jest porównanie wibracji i sił dynamicznych przy niskiej prędkości obrotowej, gdy pomocniczy układ napędowy ma wibracje na swojej podstawowej częstotliwości rezonansowej.

PL 204 188 B1

Jak widać na rysunkach, źródło wzbudzenia pasowych układów napędowych, czyli szybkie (wibracyjne) zmiany prędkości obrotowej wału korbowego (CRK), jest takie samo dla każdego z z omawianych napinaczy, patrz fig. 29A. Fig. 29A wskazuje na mniejsze drgania odcinka pasa przy alternatorze (ALT) w napinaczu z asymetrycznym tłumieniem. Fig. 29B wskazuje, że wibracje ramienia napinacza w napinaczu z asymetrycznym tłumieniem są mniejsze o 40% lub więcej w porównaniu z napinaczem konwencjonalnym. Fig. 29C pokazuje naciąg dynamiczny przez luźne koło pasowe (IDR). W napinaczu z asymetrycznym tłumieniem wysokie wahania nacią gu pasa zredukowane są o około 20%. W tym przypadku duże wahania naciągu odcinka pasa między kołem pasowym pompy wspomagania układu kierowniczego (P_S) a luźnym kołem pasowym (IDR) są powodem drgań odcinka pasa, poślizgu dynamicznego oraz hałasu związanego z poślizgiem na kole pasowym (P_S). Fig. 29D ilustruje naciąg dynamiczny na luźnym kole pasowym.

Napinacz z asymetrycznym tłumieniem rozprasza więcej energii z napędu pasowego niż napinacz konwencjonalny, dlatego zmniejsza wibracje napędu pasowego, ich dynamikę i hałas. Dodatkowo, w przypadku napinacza z asymetrycznym tłumieniem, jeżeli współczynnik asymetrii jest wyższy albo naciąg instalacyjny został zwiększony do tego samego poziomu, co w napinaczu konwencjonalnym, to tłumienie skuteczne napinacza z asymetrycznym tłumieniem można dalej zwiększać, co poprawi wibracje układu, czyli zmniejszy je.

Napinacze asymetryczne można zastosować do każdego czołowego napędu pomocniczego. Znacząco zmniejszają lub eliminują problemy związane z wibracjami i hałasem w silnikach o małej pojemności skokowej, które zazwyczaj mają duże wibracje obrotowe wału korbowego, czyli w silnikach takich, jak 4-cylindrowe i 3-cylindrowe, o pojemności skokowej 2,5 dm³ i mniejszej, zasilanych benzyną, a szczególnie olejem napędowym.

Inną korzyścią z napinacza z asymetrycznym tłumieniem jest to, że w stanach przejściowych silnika (przyspieszanie i hamowanie) napinacz z asymetrycznym tłumieniem zapewnia lepszą kontrolę naciągu niż napinacz konwencjonalny. W przypadku, gdy przynajmniej jeden element napędu ma skuteczną bezwładność wynoszącą 0,004 kg^m² lub więcej, zwiększanie lub zmniejszanie prędkości obrotowej silnika powyżej 6000 obr/min/s można uważać za poziom, powyżej którego osiągi napinacza z asymetrycznym tłumieniem będą znacznie lepsze niż napinacza konwencjonalnego.

Podczas zwiększania prędkości obrotowej silnika moment bezwładności elementów wirujących w napędzie pomocniczym spowoduje zwiększenie naciągu odcinków pasa i wydłużenie pasa. Moment obrotowy bezwładności wytworzony przez dowolny element pomocniczy może być wyrażony w przybliżeniu jako jego bezwładność skuteczna pomnożona przez maksymalną wartość przyśpieszenia silnika. Na przykład, alternator mający skuteczną bezwładność 0,01 kgm², przy redukcji obrotów silnika z opóźnieniem 6000 obr/min/s generuje moment siły równy 6,3 Nm. Zakładając, że alternator poddany jest obciążeniu w wysokości 1,3 Nm powstałemu w wyniku generowania prądu, to różnica momentu obrotowego w wysokości 5,0 Nm będzie dalej napędzała pas w kierunku obrotu. Jeżeli silnik zwiększa obroty o 6000 obr/min/s, to moment siły wynikający z momentu bezwładności zostanie dodany do momentu siły wynikającego z obciążenia dając w rezultacie moment siły o wartości 7,6 Nm.

W większości przypadków pojawiają się problemy, gdy silnik zostaje poddany przyśpieszeniu w takim zakresie obrotów, w którym częstotliwość zapłonu silnika jest równa podstawowej częstotliwości rezonansowej napędu pasowego. Wydłużona część pasa jest napinana przez przesuw ramienia napinacza, to znaczy ramię napinacza będzie poruszało się ku pasowi, w kierunku odciążania napinacza. Jeżeli tłumienie w kierunku odciążania jest zbyt wysokie, to naciąg odcinków pasa przyległych do napinacza zmniejszy się, a na skutek tego naciąg wszystkich innych odcinków pasa zmniejszy się, co spowoduje poślizg i hałas. Ponieważ tarcie tłumiące napinacza z asymetrycznym tłumieniem w kierunku odciążenia jest znacznie mniejsze niż tarcie w napinaczu konwencjonalnym, to dla danej siły napinacza podczas przyśpieszania silnika utrzymywane są wyższe naciągi pasa, co zapobiega poślizgowi i hałasowi poślizgowemu.

Podczas zmniejszania prędkości obrotowej silnika moment bezwładności niektórych elementów, na przykład alternatora lub wentylatora, może być tak wysoki, że będzie dalej napędzał pas w kierunku obrotu. Napinacz jest zwykle umieszczony między odcinkami pasa o mniejszym naciągu w porównaniu z wałem korbowym, zatem z tej przyczyny, gdy moment obrotowy spowodowany bezwładnością napędza pas do przodu, to naciąg w niektórych odcinkach maleje, co skraca pas. Odcinki pasa przy napinaczu mogą wtedy zwiększyć naciąg i ramię napinacza będzie popychane przez pas w kierunku obciążenia, to znaczy od pasa. Jeżeli tłumienie napinacza w kierunku obciążenia nie jest

PL 204 188 B1 wystarczająco wysokie, to naciąg w odcinkach pasa przy napinaczu może nie być wystarczająco duży, co może doprowadzić do poślizgu pasa i hałasu poślizgowego.

Na fig. 30 pokazano przykład funkcjonowania napinacza podczas hamowania silnika. Fig. 30E pokazuje prosty napęd dwupunktowy z jednym tylko elementem pomocniczym, alternatorem ALT napędzanym od wału korbowego CRK. Napinacz ma oznaczenie TEN i pokazany jest jego ruch względny. Podczas szybkiego hamowania silnika, na alternatorze ALT powstanie poślizg i związany z tym hałas poślizgowy, jeżeli napinacz nie będzie w stanie zapewnić wystarczającego naciągu, gdy naciąg odcinków pasa przy napinaczu zwiększa się i napinacz jest obciążony. Na fig. 30C pokazano naciąg instalacyjny napinacza z asymetrycznym tłumieniem (248 N), który jest nieco niższy od naciągu instalacyjnego napinacza konwencjonalnego (264 N) pokazanego na fig. 30D. Ponieważ napinacz z asymetrycznym tłumieniem może zapewnić większe tłumienie, gdy jest obciążony przez pas podczas hamowania, to średni naciąg osiąga 440 N, gdy średni naciąg napinacza konwencjonalnego wynosi tylko 340 N. W tym samym czasie ramię napinacza konwencjonalnego przebyło dystans dwukrotnie większy niż ramię napinacza z asymetrycznym tłumieniem. Jak pokazano na fig. 30B, poślizg pasa na alternatorze wyniósł 9,3% dla napinacza konwencjonalnego w porównaniu z tylko 1,4% dla napinacza z asymetrycznym tłumieniem, jak pokazano na fig. 30A, co jest znaczącą poprawą.

Na fig. 31 pokazano porównanie ruchu ramienia napinacza podczas rozruchu silnika. Rozruch silnika zwykle występuje przy drganiach rezonansowych napędu pasowego, który ma częstotliwość rezonansu własnego niższą niż częstotliwość zapłonu na biegu jałowym. Jest to przypadek przyśpieszania silnika, gdzie rezonansowa prędkość obrotowa układu napędowego mieści się w zakresie jego prędkości obrotowej. Napęd pasowy jest taki sam, jak na fig. 27, a napinacze są takie same, jak na fig. 28. Ruch ramienia w napinaczu z asymetrycznym tłumieniem jest zredukowany do około połowy w porównaniu z amplitudą ruchu ramienia napinacza konwencjonalnego. Mniejszy ruch ramienia oznacza lepszą kontrolę dynamiki układu oraz znacznie wydłużoną żywotność napinacza.

Figura 32 jest porównaniem zmiany położenia ramienia dla napinacza konwencjonalnego i napinacza z asymetrycznym tłumieniem. Linia 1 przedstawia zakres ruchu ramienia napinacza z asymetrycznym tłumieniem. Linia 2 przedstawia zakres ruchu ramienia napinacza konwencjonalnego. CRK oznacza prędkość obrotową wału korbowego dla napinacza z asymetrycznym tłumieniem (Asym) i dla napinacza konwencjonalnego (Reg). Przesuw ramienia dla napinacza z asymetrycznym tłumieniem podczas rozruchu na zimno jest znacznie mniejszy niż przesuw ramienia w napinaczu konwencjonalnym.

Chociaż opisano tylko jedno wykonanie wynalazku, to dla specjalisty będzie oczywiste, że możliwe są zmiany w konstrukcji, jak i w relacjach między częściami bez odejścia od ducha i zakresu przedstawionego wynalazku.

Claims

1. Napinacz do napędów pasowych zawierający ramię obciążone pasem, zamontowane przegubowo do podstawy, koło pasowe połączone czopem z ramieniem i stykające się z pasem, ponadto zawierający człon napinający, który zawiera sprężynę skrętną, łączącą się z podstawą, oraz człon tłumiący mający powierzchnię cierną łączącą się z podstawą, znamienny tym, że człon tłumiący (34) łączy się z ramieniem (52) w punkcie obrotu (79), który znajduje się promieniowo w odległości (A) od środka obrotu (O) ramienia (52), przy czym człon tłumiący (34) zawiera kanał (86) mieszczący koniec sprężyny skrętnej (70), zaś kanał (86) ma wygiętą powierzchnię cierną (76) współpracująca z podstawą (42) napinacza oraz ma pierwszy punkt styku (107) sprężyny skrętnej (70) i drugi punkt styku (108) sprężyny skrętnej (70), przy czym pierwszy punkt styku (107) oraz drugi punkt styku (108) rozmieszczone są w położeniach umożliwiających współpracę, ponadto druga wygięta powierzchnia cierna (78), łącząca się z podstawą (42) napinacza (100), jest przegubowo połączona z kanałem (86) za pośrednictwem sprężyny skrętnej (70), zaś człon tłumiący (34) ruch ramienia obrotowego (52) jest przystosowany do działania asymetryczną siłą tłumiącą.

2. Napinacz według zastrz. 1, znamienny tym, że wygięta powierzchnia cierna (78) znajduje się promieniowo zewnętrznie od kanału (86) względem środka obrotu (O).

3. Napinacz według zastrz. 1, znamienny tym, że zawiera ponadto powierzchnię pochyłą (77) łączącą się z obrotowym ramieniem (52) napinacza (10), przy czym powierzchnia pochyła (77) znajduje się promieniowo zewnętrznie od środka obrotu (O).

PL 204 188 B1

4. Pasowy układ napędowy, zawierający pas i przynajmniej dwa koła pasowe połączone pasem, przy czym każde koło pasowe połączone jest z elementem układu napędowego, ponadto zawierający napinacz, który jest wyposażony w koło napinacza połączone z pasem, przy czym napinacz ma ramię obciążone pasem i przymocowane przegubowo do podstawy, ponadto zawierający człon napinający, który zawiera sprężynę skrętną, łączącą się z podstawą, oraz człon tłumiący, którego powierzchnia cierna łączy się z podstawą, znamienny tym, że człon tłumiący (34) łączy się z ramieniem (52) w punkcie obrotu (79) znajdującym się promieniowo w odległości (A) od środka obrotu (O) i zawiera kanał (86) mieszczący koniec sprężyny skrętnej (70), który to kanał ma wygiętą powierzchnię cierną (76) łączącą się z podstawą (42) napinacza (10), a ponadto kanał (86) ma pierwszy punkt styku (107) sprężyny skrętnej (70) oraz drugi punkt styku (108) sprężyny skrętnej (70), rozmieszczone w położeniach umożliwiających współpracę, ponadto druga wygięta powierzchnia cierna (78), współpracująca z podstawą (42) napinacza (10), jest przegubowo połączona z kanałem (86) za pośrednictwem sprężyny skrętnej (70), zaś człon tłumiący (34) ruch ramienia obrotowego (52) jest przystosowany do działania asymetryczną siłą tłumiącą.

5. Układ według zastrz. 4, znamienny tym, że jeden z jego elementów ma bezwładność skuteczną równą lub większą, niż w przybliżeniu 0,004 kg^m², a napinacz (10) jest umieszczony przed tym elementem w kierunku ruchu pasa.

6. Układ według zastrz. 5, znamienny tym, że wspomniany element stanowi alternator.

7. Układ według zastrz. 6, znamienny tym, że wspomniany element stanowi wał rozrządu.

8. Układ według zastrz. 4, znamienny tym, że zawiera dodatkowo drugi człon tłumiący obrotowo połączony z członem tłumiącym (34) i posiadający powierzchnię cierną łączącą się z podstawą (42).

9. Układ według zastrz. 4, znamienny tym, że ma współczynnik hamowania większy niż 6000 obr/min/s.

10. Układ według zastrz. 6, znamienny tym, że poślizg pasa na kole wynosi około 1,4%.