PL207352B1

PL207352B1 - Sposób eliminacji względnie zmniejszania drgań skrętnych synchronicznego zespołu napędowego oraz synchroniczny zespół napędowy do stosowania tego sposobu

Info

Publication number: PL207352B1
Application number: PL368111A
Authority: PL
Inventors: Witold Gajewski
Original assignee: Litens Automotive
Priority date: 2001-11-27
Filing date: 2002-10-24
Publication date: 2010-12-31
Also published as: WO2003046413A1; HUP0401957A2; EP1448916B1; KR100933581B1; DE60213647T2; JP2010164198A; CN1592825A; US20060264285A1; DE60213647D1; JP4584582B2; US7232391B2; US7044875B2; PT1448916E; RU2004114835A; EP1448916A1; HU229113B1; BR0214257B1; ATE335144T1; CA2463715A1; MXPA04004716A

Description

Opis wynalazku

Przedmiotem wynalazku jest sposób eliminacji względnie zmniejszania drgań skrętnych synchronicznego zespołu napędowego wyposażonego w podłużny człon napędowy, zwłaszcza pasek rozrządu, mający postać pętli i zaopatrzony przynajmniej w kilka elementów roboczych, na przykład zębów, oraz w kilka członów obrotowych, z których zarówno pierwszy człon obrotowy, jak i drugi człon obrotowy są zaopatrzone w zęby, współpracujące z roboczymi elementami członu napędowego. Drugi człon obrotowy jest zaklinowany na obrotowym zespole napędzanym, zwłaszcza wałku rozrządu, przy czym napęd jest przenoszony przez podłużny człon napędowy z jednego członu obrotowego na drugi człon obrotowy, a jeden z nich ma niekołowy profil zaopatrzony w dwie wystające części, przedzielone zagłębionymi częściami. Na zespół napędzany, zwłaszcza wałek rozrządu, oddziałuje w czasie jego pracy zmienny roboczy moment obrotowy.

Przedmiotem wynalazku jest również synchroniczny zespół napędowy, którego konstrukcja zapewnia wyeliminowanie albo przynajmniej zmniejszenie występujących w nim drgań mechanicznych, zwłaszcza drgań skrętnych występujących w zastosowaniach synchronicznego zespołu napędowego do rozrządu silników spalinowych.

W pojazdach mechanicznych mają szerokie zastosowanie synchroniczne zespoły napędowe, na przykład do napędu rozrządu silników spalinowych benzynowych albo do napędu pomp wtryskowych silników wysokoprężnych. Zespoły te są najczęściej wyposażone w paski zębate albo w łańcuchy napędzające krzywkowy wałek rozrządu, który otwiera i zamyka zawory wlotowe i wylotowe silnika.

Silniki spalinowe różnego rodzaju wytwarzają podczas swej pracy drgania mechaniczne, przenoszone dalej przez pasek albo łańcuch synchronicznego zespołu napędowego. Szczególnie silnym źródłem drgań mechanicznych, zwanych drganiami skrętnymi, są zawory wlotowe i wylotowe oraz wałki rozrządu otwierające i zamykające te zawory. Gdy częstotliwość tych drgań jest zbliżona do liczby obrotów zespołu napędowego, to w zespole tym występuje rezonans, powiększający amplitudę drgań skrętnych i związane z nią zmiany napięcia paska albo łańcucha.

Sprężyste układy mechaniczne, jakie stanowią przekładnie paskowe łańcuchowe rozrządu są szczególnie wrażliwe na szkodliwe skutki drgań mechanicznych, bowiem będące ich wynikiem zmienne napięcia paska albo łańcucha powodują szybki wzrost ich zużycia, a tym samym zmniejszenie ich żywotności. Drgania mogą również powodować błędne działania rozrządu i powstawanie niepożądanego hałasu o dużym natężeniu.

Znane techniki tłumienia drgań polegają na zwiększeniu napięcia paska albo łańcucha oraz instalowaniu w wałkach rozrządu tłumików złożonych z elementu bezwładnościowego połączonego z koł em pasowym albo ł a ń cuchowym za poś rednictwem tł umi ą cego drgania elementu gumowego albo silikonowego. Jednakże wzrost napięcia paska albo łańcucha powiększa natężenie hałasu i zmniejsza żywotność paska albo łańcucha, zaś instalowanie tłumika drgań wałka rozrządu powoduje powstawanie dodatkowych kosztów i zwiększa wymiary zespołu napędowego.

Z niemieckiego opisu patentowego nr DE 19 520 508 znany jest zespół napę dowy rozrzą du silnika spalinowego z paskiem otaczającym dwa koła pasowe, z których jedno jest połączone z wałkiem rozrządu, a drugie z wałem korbowym silnika. Celem tego rozwiązania konstrukcyjnego jest tłumienie drgań skrętnych napędu pasowego przez wytworzenie dodatkowych drgań skrętnych przeciwnego znaku, dzięki którym rezonans, będący wynikiem nakładania się obydwu drgań, zostaje zmniejszony. Dodatkowe drgania skrętne są wytwarzane przez niekołowe koło pasowe wałka rozrządu, którego obwód składa się z rozmieszczonych na nim równomiernie czterech wystających części i czterech zagłębionych części. Zmieniający się promień koła pasowego w czasie jego obrotu powoduje powstawanie zmiennego napięcia w częściach paska odpowiednio dochodzących do koła pasowego i odchodzących od niego, które nakładając się na dynamiczne napięcia powstające w wyniku działania silnika spalinowego przynajmniej częściowo eliminują rezonans. Rysunek zawarty w tym opisie patentowym przedstawia wykres amplitudy drgań skrętnych zespołu napędowego rozrządu, wyrażonej w stopniach obrotu wałka rozrzą du, w zależ noś ci od obrotów wał u korbowego silnika. Na wykresie widoczny jest przeważający wpływ drgań drugiego rzędu i mniejszy wpływ drgań czwartego rzędu. Ponadto podany jest przykład mimośrodu koła pasowego, lecz brak jest wskazań dotyczących doboru wielkości mimośrodu i ustalania położenia niekołowego koła pasowego względem pozostałych kół pasowych w zależności od rodzaju silnika, rodzaju paska i rodzaju obciążenia.

Z japońskiego opisu patentowego nr JP 62 192 077 znany jest zespół napę dowy z przekł adnią pasową, przenoszący obrót koła napędzającego na koło napędzane, stosowany na przykład w rozPL 207 352 B1 rządzie silników spalinowych, w których uzębione koło pasowe wałka rozrządu jest napędzane przez uzębiono koło pasowe o owalnym profilu, osadzone na wale napędowym silnika spalinowego w położeniu powodującym powstawanie zmiennych napięć paska o znaku przeciwnym względem występujących w czasie jego pracy zmiennych napięć. Koło pasowe o owalnym profilu wyrównuje napięcia paska. Załączony do opisu patentowego wykres przedstawia zarówno napięcie paska spowodowane działaniem zaworu, jak i napięcie spowodowane działaniem koła pasowego o owalnym profilu, przy czym te napięcia mają tę samą wielkość, lecz przeciwny kierunek, znosząc się wzajemnie. Brak jest jednak wskazań dla określania wielkości mimośrodu koła pasowego o owalnym profilu oraz kątowego położenia tego koła pasowego względem kątowego położenia wałka rozrządu. Ponadto okazało się, że zastosowanie koła pasowego o owalnym profilu na wale korbowym sprawia wiele dodatkowych trudności technicznych.

Celem wynalazku jest opracowanie sposobu eliminacji albo przynajmniej zmniejszenia drgań mechanicznych występujących w synchronicznych zespołach napędowych, zwłaszcza w zespołach rozrządu silników spalinowych.

Cel ten zrealizowano w sposobie eliminacji względnie zmniejszania drgań skrętnych synchronicznych zespołów napędowych według wynalazku, który charakteryzuje się tym, że za pomocą mimośrodu niekołowego profilu pierwszego członu obrotowego wytwarza się zmienny korekcyjny moment obrotowy, przekazywany za pomocą podłużnego członu napędowego do drugiego członu obrotowego i eliminujący roboczy moment obrotowy zespołu napędzanego.

Amplituda zmiennego korekcyjnego momentu obrotowego, wytwarzanego wskutek mimośrodu niekołowego profilu pierwszego członu obrotowego jest korzystnie przynajmniej w przybliżeniu równa ujemnej amplitudzie zmiennego roboczego momentu obrotowego zespołu napędzanego.

Wytworzony przez mimośród niekołowego profilu pierwszego członu obrotowego zmienny korekcyjny moment obrotowy jest korzystnie przenoszony na drugi człon obrotowy przez okresowe wydłużanie i skracanie rozpiętości napędowej podłużnego członu napędowego po jego napiętej stronie.

Przesunięcie kątowe maksymalnej amplitudy, wytwarzanego przez mimośród niekołowego profilu pierwszego członu obrotowego zmiennego korekcyjnego momentu obrotowego względem maksymalnej ujemnej amplitudy zmiennego roboczego momentu obrotowego zespołu napędzanego nie może przekraczać ±15°, korzystnie ±5°, a najkorzystniej 0°.

Amplituda wytwarzanego przez mimośród niekołowego profilu pierwszego członu obrotowego zmiennego korekcyjnego momentu obrotowego winna wynosić od 70% do 110%, korzystnie od 90% do 100%, a najkorzystniej 100% amplitudy zmiennego roboczego momentu obrotowego zespołu napędzanego.

W przypadku, gdy amplituda zmiennego roboczego momentu obrotowego zespoł u napę dzanego jest zmienna, to amplituda zmiennego korekcyjnego momentu obrotowego, wytwarzanego przez mimośród niekołowego profilu pierwszego członu obrotowego, winna wynosić od 70% do 110%, korzystnie od 90% do 100%, a najkorzystniej 100% maksymalnej wartości amplitudy osiąganej przez zmienny roboczy moment obrotowy.

Wielkość mimośrodu niekołowego profilu określa się w następujących kolejnych krokach:

- dokonuje się w znany sposób pomiaru amplitudy zmiennego roboczego momentu obrotowego zespołu napędzanego w określonych warunkach eksploatacyjnych synchronicznego zespołu napędowego (10),

- oblicza się żądaną wartość amplitudy okresowego wydłużania i skracania napędowej rozpiętości podłużnego członu napędowego według wzoru: L = T/rk, gdzie r - promień drugiego członu obrotowego, a k - współczynnik sztywności podłużnego członu napędowego określony wzorem: k = dF/dL, gdzie dF jest wartością siły niezbędnej dla wydłużenia dL w kierunku osi podłużnej zespołu napędowego,

- dokonuje się pomiaru odchyłek wystających części i zagłębionych części niekołowego profilu od okręgu oraz odpowiadającej im amplitudy okresowego wydłużania i skracania napędowej rozpiętości podłużnego członu napędowego, a następnie wybiera się jako wartość mimośrodu odchyłkę zapewniającą żądaną wartość amplitudy okresowego wydłużania i skracania napędowej rozpiętości podłużnego członu napędowego.

W przypadku, gdy amplituda zmiennego roboczego momentu obrotowego zespołu napędzanego jest również zmienna, przyjmuje się korzystnie występującą maksymalną wartość tej amplitudy, występującą w warunkach częstotliwości rezonansowej tego zespołu.

Celem wynalazku jest również opracowanie synchronicznego zespołu napędowego, którego konstrukcja zapewni eliminację względnie zmniejszenie występujących w nim drgań skrętnych.

PL 207 352 B1

Cel ten realizuje synchroniczny zespół napędowy według wynalazku, który charakteryzuje się tym, że chwilowa wielkość mimośrodu niekołowego profilu w określonym położeniu kątowym oraz położenie kątowe członu obrotowego względem członu obrotowego są tak dobrane, że korekcyjny moment obrotowy, w jakim niekołowy profil oddziałuje na drugi człon obrotowy, ma taką samą lub podobną wartość i znak przeciwny niż zmienny roboczy moment obrotowy zespołu napędowego oddziałujący na ten człon obrotowy.

Wytwarzany przez mimośród niekołowego profilu członu obrotowego zmienny korekcyjny moment obrotowy jest korzystnie przekazywany na człon obrotowy przez podłużny człon napędowy, którego rozpiętość napędowa po jego napiętej stronie ulega zmianom odpowiednim do zmian wartości tego korekcyjnego momentu obrotowego, przy czym położenie kątowe niekołowego profilu, odpowiadające maksymalnemu wydłużeniu rozpiętości napędowej, nie może być odchylone od położenia kątowego tego profilu, odpowiadającego maksymalnej wartości zmiennego roboczego momentu obrotowego zespołu napędzanego więcej niż o ±15°, korzystnie nie więcej niż ±5°, a najkorzystniej 0°.

Mimośród niekołowego profilu członu obrotowego ma taką wartość, że amplituda wytwarzanego przez ten mimośród zmiennego korekcyjnego momentu obrotowego wynosi od 70% do 110%, korzystnie od 90% do 100%, a najkorzystniej 100% amplitudy zmiennego roboczego momentu obrotowego zespołu napędzanego.

W przypadku, gdy amplituda zmiennego roboczego momentu obrotowego zespołu napędzanego również zmienia się - wielkość mimośrodu niekołowego profilu jest korzystnie tak dobrana, że wytworzony przez ten mimośród zmienny korekcyjny moment obrotowy ma amplitudę wynoszącą od 70% do 110%, korzystnie od 90% do 100% maksymalnie osiąganej amplitudy zmiennego roboczego momentu obrotowego zespołu napędzanego.

Wartość mimośrodu niekołowego profilu członu obrotowego jest korzystnie tak dobrana, że wytworzony przez ten mimośród zmienny korekcyjny moment obrotowy ma amplitudę wynoszącą od 70% do 110%, korzystnie od 90% do 100%, a najkorzystniej 100% amplitudy zmiennego roboczego momentu obrotowego w warunkach) częstotliwości rezonansowej zespołu napędzanego.

Niekołowy profil stanowi korzystnie profil pierwszego członu obrotowego albo też profil drugiego członu obrotowego, względnie profil dodatkowego, trzeciego członu obrotowego.

Dodatkowy, trzeci człon obrotowy stanowi korzystnie człon napędzający inny zespół i jest również zaopatrzony w zęby, współpracujące z roboczymi elementami podłużnego członu napędowego, do którego jest dociskany.

Zespół napędowy według wynalazku jest korzystnie zespołem silnika spalinowego, a jego pierwszy człon obrotowy stanowi zębate koło pasowe na wale korbowym albo też jest zespołem wysokoprężnego silnika spalinowego, a zespół napędzany stanowi pompę paliwową napędzaną ruchem obrotowym.

Wielkość mimośrodu niekołowego profilu wytwarza korzystnie zmienny korekcyjny moment obrotowy, którego amplituda jest równa amplitudzie zmiennego roboczego momentu obrotowego w warunkach maksymalnego wydatku pompy paliwowej.

Zespół napędowy według wynalazku jest korzystnie zespołem benzynowego silnika spalinowego, a obrotowy zespół napędzany stanowi wałek rozrządu tego silnika.

Niekołowy profil członu obrotowego ma korzystnie dwa promienie podziałowe, mierzone od środka członu obrotowego do środka symetrii wystającej części niekołowego profilu.

Położenie kątowe niekołowego profilu członu obrotowego określa korzystnie dwusieczna kąta środkowego zawartego między granicznymi punktami styku podłużnego członu napędowego z niekołowym profilem, przy czym wytwarzany przez mimośród tego niekołowego profilu zmienny korekcyjny moment obrotowy uzyskuje swoją największą wartość w położeniu promienia podziałowego prostopadłym do dwusiecznej.

Kąt zawarty między promieniem podziałowym niekołowego profilu a kierunkiem dwusiecznej, mierzony w kierunku obrotu członu obrotowego, mającego ten niekołowy profil, wynosi od 130° do 140°, a korzystnie 135°.

Niekołowy profil członu obrotowego ma korzystnie postać owalu.

Niekołowy profil członu obrotowego jest korzystnie zaopatrzony w trzy wystające części, rozmieszczone w jednakowych odległościach na obwodzie członu obrotowego, albo też w cztery wystające części, rozmieszczone w jednakowych odległościach na obwodzie członu obrotowego.

PL 207 352 B1

Niekołowy profil członu obrotowego jest korzystnie zaopatrzony w bardziej wystające części oraz w znajdujące się między nimi zagłębione części, a także w mniej wystające części, eliminujące drgania harmoniczne mniejszego rzędu.

Podłużny człon napędowy ma korzystnie postać paska zębatego albo łańcucha napędowego.

Badania eksploatacyjne synchronicznych zespołów napędowych według wynalazku, w ich zastosowaniach do rozrządu benzynowych silników spalinowych, wykazały, że umożliwiają one prawie całkowite wyeliminowanie powstających w tych zespołach drgań skrętnych wywołanych przez pracę zaworów silnika.

Synchroniczny zespół napędowy według wynalazku jest uwidoczniony w przykładowym rozwiązaniu konstrukcyjnym na rysunku, na którym: fig. 1 przedstawia schemat zespołu napędowego rozrządu silnika spalinowego pojazdu mechanicznego; fig. 2 - zębate koło pasowe na wale korbowym silnika zespołu napędowego według fig. 1, w widoku z przodu; fig. 3 - schemat synchronicznego zespołu napędowego silnika spalinowego w układzie DOHC (Double Over Head Camshiaft - dwa wałki rozrządu w głowicy); fig. 4a - wykres zmiennego roboczego momentu obrotowego na wałku rozrządu silnika spalinowego w układzie SOHC (Single Over Head Camshaft - jeden wałek rozrządu w głowicy) i zmiennego korekcyjnego momentu obrotowego wytwarzanego przez owalne koł o pasowe na wale korbowym silnika według fig. 1 i 2, w funkcji kąta obrotu, w trakcie jednego pełnego obrotu wału korbowego; fig. 4b - wykres zmiennego roboczego momentu obrotowego wytwarzanego przez krzywkę zaworu wlotowego silnika spalinowego układzie DOHC, zmiennego momentu obrotowego wytwarzanego przez krzywkę zaworu wylotowego i zmiennego korekcyjnego momentu obrotowego wytwarzanego przez owalne koło pasowe na wale korbowym silnika, według fig. 3, w funkcji kąta obrotu, w trakcie jednego peł nego obrotu wał u korbowego; fig. 5a do 5d - róż ne kombinacje kół pasowych na wale korbowym i na wałku rozrządu dla silników 4 i 3-cylindrowych; fig. 6a do 6d - różne kombinacje kół pasowych na wale korbowym i na wałku rozrządu dla silników 6, 8 i 2-cylindrowych; fig. 7a - wykres amplitudy drgań skrętnych silnika spalinowego w zależności od liczby jego obrotów, przy czym na osi rzędnych jest oznaczona amplituda drgań skrętnych w stopniach obrotu wałka rozrządu, natomiast na osi odciętych jest oznaczona liczba obrotów na minutę znanego silnika wyposażonego w kołowe koło pasowe na wale korbowym; fig. 7b - wykres amplitudy drgań skrętnych synchronicznego zespołu napędowego według wynalazku wyposażonego w owalne, zębate koło pasowe na wale korbowym silnika spalinowego w zależności od jego prędkości obrotowej, przy czym na osi rzędnych jest oznaczona amplituda drgań skrętnych w stopniach obrotu wałka rozrządu, natomiast na osi odciętych jest oznaczona liczba obrotów na minutę silnika spalinowego; fig. 8a - wykres zależności siły napięcia paska rozrządu w znanym silniku spalinowym wyposażonym w koło pasowe o profilu kołowym, zaklinowane na wale korbowym, od jego prędkości obrotowej, przy czym na osi rzędnych jest oznaczona siła napięcia paska rozrządu, natomiast na osi odciętych - liczba obrotów na minutę silnika spalinowego; fig. 8b - wykres wielkości napięcia paska rozrządu synchronicznego zespołu napędowego według wynalazku, wyposażonego w owalne koło pasowe zaklinowane na wale korbowym, w zależności od jego prędkości obrotowej, przy czym na osi rzędnych jest oznaczona siła napięcia paska rozrządu, natomiast na osi odciętych - liczba obrotów na minutę silnika spalinowego; fig. 9a i 9b - wykres zależności siły napięcia naprężonego oraz luźnego paska rozrządu w funkcji kąta obrotu w czasie jednego pełnego obrotu wału korbowego znanego silnika, wyposażonego na wale korbowym w koło pasowe o profilu koł owym i obracają cego się z prę dkoś cią 1500 obr/min; fig. 10a i 10b - wykres zależ noś ci sił y napięcia naprężonego i luźnego paska rozrządu w funkcji kąta obrotu podczas jednego pełnego obrotu wału korbowego znanego silnika, wyposażonego w zaklinowane na wale korbowym koło pasowe o profilu koł owym, obracają cego się z prę dkoś cią 2500 obr/min; fig. 11a i 11b - wykres zale ż noś ci sił y napięcia naprężonego i luźnego paska rozrządu w zależności od kąta obrotu podczas jednego pełnego obrotu wału korbowego znanego silnika, wyposażonego w zaklinowane na wale korbowym koło pasowe o profilu kołowym, obracającego się z prędkością 3500 obr/min; fig. 12 - trójwymiarowy wykres uwidoczniający rozkład drgań skrętnych wałka rozrządu w znanym silniku spalinowym wyposażonym w kołowe koło pasowe na wale korbowym, przy czym na osi x są oznaczone drgania harmoniczne 2-giego, 4-tego i 6-tego rzędu, na osi y - liczba obrotów silnika na minutę, a na osi z - amplituda drgań skrętnych wałka rozrządu; fig. 13-trójwymiarowy wykres uwidoczniający rozkład drgań skrętnych wałka rozrządu w znanym silniku spalinowym wyposażonym w owalne koło pasowe na wale korbowym, przy czym na osi x są oznaczone drgania harmoniczne 2-giego, 4-tego i 6-tego rzędu, na osi y - liczba obrotów silnika na minutę, a na osi z - amplituda drgań skrętnych wałka rozrządu; fig. 14a - wykres zależności roboczego momentu obrotowego zespołu napędzanego, na przykład wałka roz6

PL 207 352 B1 rządu, w funkcji kąta obrotu; fig. 14b - niekołowy profil koła pasowego według wynalazku, zastosowany do eliminowania drgań skrętnych zespołu według fig. 14a, a fig. 15, 16 i 17 - sposób konstruowania profilu owalnego koła pasowego według wynalazku na wale korbowym przez stopniowe wysuwanie jednego zęba (fig. 16 względem fig. 15 oraz fig. 17 względem fig. 16).

Fig. 1 przedstawia przykładowo schemat synchronicznego zespołu napędowego silnika spalinowego pojazdu mechanicznego według wynalazku. Zespół ten jest wyposażony w mający kształt pętli podłużny człon napędowy 10, stanowiący na przykład pasek zębaty rozrządu, w pierwszy człon obrotowy 11, w drugi człon obrotowy 12, a także w człony obrotowe 13, 14 i 17, mające przykładowo postać zębatych kół pasowych. Człon napędowy 10 stanowi znany pasek zębaty zaopatrzony w robocze elementy 15 w postaci zębów, oddzielonych od siebie zagłębieniami międzyzębowymi, natomiast człony obrotowe 11 i 12 stanowią przykładowo zębate koła pasowe zaopatrzone w zęby 16, oddzielone od siebie wzajemnie zagłębieniami międzyzębowymi.

W dalszej części opis zawiera wymiennie nazwy: podłużny człon napędowy 10 względnie pasek zębaty 10, jak również człony obrotowe 11, 12, 13, 14 i 17 albo stanowiące ich przykładową postać konstrukcyjną - zębate koło pasowe 11, 12, 13, 14 i 17.

W przykładowym rozwiązaniu konstrukcyjnym, przedstawionym na fig. 1, zębate koło pasowe 11 jest zaklinowane na nie pokazanym na rysunku wale korbowym silnika spalinowego, natomiast zębate koło pasowe 12 jest zaklinowane na nie pokazanym na rysunku wałku rozrządu tego silnika. Pasek zębaty 10, stanowiący przykładowo pasek rozrządu, otacza pierwszy człon obrotowy 11, napędzający drugi człon obrotowy 12. Człon obrotowy 14 jest również zaopatrzony w zęby 16 i ma postać zębatego koła pasowego, napędzającego inne zespoły silnika spalinowego, na przykład pompę wodną, natomiast człon obrotowy 13 ma korzystnie postać znanego napinacza paska, naciskającego na pozbawioną zębów zewnętrzną powierzchnię paska 10 rozrządu. Człon obrotowy 17 ma postać gładkiego, kierunkowego koła pasowego, przylegającego do pozbawionej zębów powierzchni paska 10 rozrządu.

W znanym synchronicznym zespole napędowym koło pasowe na wale korbowym silnika ma profil kołowy, co naraża ten zespół na powstawanie drgań będących wynikiem otwierania i zamykania zaworów wlotowych i wylotowych silnika spalinowego przez krzywki na wałku rozrządu, określanych jako drgania skrętne. Wykresy tych drgań na fig. 4a i 4b przedstawiają zmiany roboczego momentu obrotowego 103 wałka rozrządu silnika w układzie SOHC (fig. 4a) oraz w układzie DOHC (fig. 4b) w czasie jednego cyklu roboczego silnika. Moment obrotowy 101 (fig. 4b) pochodzi przy tym od zaworu wlotowego, zaś moment obrotowy 102 - od zaworu wylotowego. Obydwa momenty obrotowe zmieniają się w zależności od kąta obrotu wału korbowego silnika.

W rozwiązaniu konstrukcyjnym według wynalazku dla silnika w układzie SOHC (fig. 1) zębate koło pasowe 11 na wale korbowym ma niekołowy profil 19 przedstawiony przesadnie na fig. 2. Profil 19 w tym szczególnym rozwiązaniu konstrukcyjnym ma postać owalu o wielkiej osi 20 i małej osi 21, tworząc dwie wystające części 22 i 23 i dwie zagłębione części 24 i 25.

Zastosowanie owalnego profilu 19 dla koła pasowego 11 na wale korbowym według fig. 2 powoduje powstawanie zmiennego korekcyjnego momentu obrotowego, przekazywanego przez pasek 10 rozrządu do drugiego członu obrotowego 12. Ten zmienny korekcyjny moment obrotowy 104, przedstawiony na fig. 4a, równoważy całkowicie występujący na tym członie obrotowym 12 zmienny moment obrotowy 103 wałka rozrządu, dając sumaryczny moment obrotowy równy zeru. W tym celu korekcyjny moment obrotowy 104 jest przesunięty fazowo względem roboczego momentu obrotowego 103 wałka rozrządu o 180°, a wartość maksymalna korekcyjnego momentu obrotowego 104 jest równa wartości maksymalnej roboczego momentu obrotowego 103 wałka rozrządu.

W korzystnym rozwiązaniu konstrukcyjnym według wynalazku, z zastosowaniem owalnego profilu 19 zębatego koła pasowego 11 (fig. 2), kątowe położenie wystających i zagłębionych części 22 do 25 profilu 19 względem kątowego położenia drugiego członu obrotowego 12, oraz wielkość mimośrodu profilu 19 mają takie wartości, aby niekołowy profil 19 przekazywał na drugi człon obrotowy 12 korekcyjny moment obrotowy 104 przeciwnego znaku, eliminujący zmienny roboczy moment obrotowy 103 napędzanego wałka 26 rozrządu (fig. 1 i 2).

Wyznaczanie kątowego położenia i wielkości mimośrodu niekołowego profilu 19 zostanie szczegółowo omówione poniżej.

Na fig. 1 przyjęto następujące oznaczenia: 10A - rozpiętość między członami obrotowymi 12 i 14, 10B - rozpiętość między członami obrotowymi 14 i 11, 10C - rozpiętość między członami obrotowymi 12 i 13, 10D - rozpiętość między członami obrotowymi 13 i 17,10E - rozpiętość między członami obrotowymi 17 i 11.

PL 207 352 B1

Łączna rozpiętość 10A + 10B między pierwszym członem obrotowym 11 i drugim członem obrotowym 12 po naprężającej pasek zębaty 10 stronie pierwszego członu obrotowego 11 z niekołowym profilem 19 jest określana jako rozpiętość napędowa.

Rozpiętość 10C + 10D + 10E między pierwszym członem obrotowym 11 i drugim członem obrotowym 12 po drugiej stronie pętli utworzonej przez pasek zębaty 10 jest określana jako rozpiętość luźna, jakkolwiek i po tej stronie pasek jest w stanie napiętym. Drgania skrętne wytwarzane przez obracający się wałek 26 rozrządu (oznaczany w dalszym ciągu niniejszego opisu również jako zespół napędzany 26) są w zespole napędowym według wynalazku znacznie zmniejszone albo całkowicie wyeliminowane dzięki przeniesieniu zmiennego korekcyjnego momentu obrotowego przeciwnego znaku na ten wałek 26 przez pasek zębaty 10. Ten zmienny korekcyjny moment obrotowy jest wytwarzany przez niekołowy profil 19 członu obrotowego 11, powodujący okresowe wydłużanie i skracanie przylegających do niego rozpiętości: napędowej (10A + 10B) oraz luźnej (10C + 10D + 10E) członu napędowego 10. W korzystnym rozwiązaniu według wynalazku położenie kątowe niekołowego profilu 19 winno pokrywać się z położeniem maksymalnego wydłużenia rozpiętości napędowej 10A + 10B paska zębatego 10, odpowiadającego największej wartości ujemnego roboczego momentu obrotowego na wałku 26 rozrządu. Rzeczywiste położenie kątowe niekołowego profilu 19 członu obrotowego 11 może się również odchylać od wyżej opisanego położenia, lecz nie więcej niż o ±15°, a korzystnie nie więcej niż o ±5°, a najkorzystniej zaś o 0°.

W przykładowym rozwiązaniu konstrukcyjnym przedstawionym na fig. 1 i 2 owalny profil 19 ma dwa promienie podziałowe 20A, 20B (fig. 2), tworzące wspólnie wielką oś 20 owalu. Każdy promień podziałowy 20A, 20B jest mierzony od środka członu obrotowego 11 do środka jego odpowiedniej wystającej części 22 i 23. Kątowe położenie niekołowego profilu 19 jest określone przez kierunek dwusiecznej 27 kąta środkowego między granicznymi punktami styku członu obrotowego 11 oraz otaczającej go części paska zębatego 10 rozrządu. Dwusieczna ta ma kierunek pokrywający się z kierunkiem siły napinającej statycznie człon obrotowy 11. Jednakże ten kierunek zmienia się dynamicznie podczas pracy zespołu napędowego. Ustawienie właściwego położenia niekołowego profilu 19 polega na tym, aby w chwili, gdy zmienny roboczy moment obrotowy na członie obrotowym 12 uzyskuje największą wartość - położenie kątowe promienia podziałowego 20A profilu 19 wynosiło od 90° do 180° względem dwusiecznej 27 w kierunku obrotu członu obrotowego 11, a korzystnie od 130° do 140°. Przyjmując, że zespół napędowy według fig. 1 jest przedstawiony w chwili, gdy zmienny roboczy moment obrotowy na członie obrotowym 12 uzyskał największą wartość, korzystne ustawienie niekołowego profilu 19 (fig. 1) odpowiada kątowi θ między promieniem podziałowym 20A i dwusieczną 27 wynoszącemu 135°.

W tym opisie „promień podziałowy oznacza odległość od środka członu obrotowego 11 do wierzchołka wystającej części 22 profilu 19 tego członu.

Sposób wyznaczania wielkości mimośrodu niekołowego profilu 19 w przedstawionym przykładzie rozwiązania konstrukcyjnego jest następujący:

Wielkość mimośrodu niekołowego profilu 19 winna być korzystnie taka, aby amplituda zmiennego korekcyjnego momentu obrotowego 104 (fig. 4a) była równa i fazowo przeciwna względem zmiennego roboczego momentu obrotowego 103 wałka rozrządu. Jednakże mogą być również korzystne takie rozwiązania konstrukcyjne, w których amplituda zmiennego korekcyjnego momentu obrotowego 104 wynosi od 75% do 110% amplitudy zmiennego roboczego momentu obrotowego 103 wałka rozrządu, a najkorzystniej wynosi od 90% do 100%. Jeżeli zmienny roboczy moment obrotowy 103 wałka rozrządu ma stałą amplitudę przy różnych obrotach silnika, to amplituda korekcyjnego momentu obrotowego 104 winna być równa tej stałej amplitudzie zmiennego roboczego momentu obrotowego 103 wałka rozrządu. Sposób wyznaczania wielkości mimośrodu opisano poniżej: Najpierw mierzy się w znany sposób amplitudę zmiennego roboczego momentu obrotowego 103 wałka rozrządu w żądanych warunkach eksploatacyjnych silnika, a w przypadku, gdy i amplituda jest zmienna maksymalną wartość amplitudy. Następnie oblicza się żądaną amplitudę L okresowego wydłużania i skracania rozpiętości napędowej 10A + 10B paska, z zastosowaniem wzoru:

L = T/rk gdzie: L - żądana amplituda okresowego wydłużania i skracania rozpiętości napędowej paska 10 rozrządu,

T - maksymalna wartość amplitudy zmiennego roboczego momentu obrotowego wałka 26 rozrządu, r - promień członu obrotowego 12,

PL 207 352 B1 k - współczynnik sztywności paska 10 rozrządu.

Współczynnik sztywności k uzyskuje się ze wzoru k = dF/dL, gdzie dF jest siłą konieczną dla spowodowania wydłużenia dL paska 10 rozrządu.

P r z y k ł a d:

Zmierzona maksymalna wartość amplitudy zmiennego momentu obrotowego wałka 26 wynosi T = 10 Nm = 10x10³ Nmm.

Promień członu obrotowego 12 wynosi r = 50 mm.

Maksymalna siła F wymagana dla zapewnienia żądanego zmiennego korekcyjnego momentu obrotowego wynosi:

F = T/r = 10x103 Nmm/50 mm = 200 N

Współczynnik sztywności k dla typowego paska zębatego wynosi 400 N/mm, stąd

Żądana amplituda L wydłużania i skracania paska 10 rozrządu wynosi:

L= T/rk = Fr/rk = F/k = 200 Nmm/400 N = 0,5 mm.

Następny krok stanowi obliczenie mimośrodu wymaganego dla takiego wydłużania i skracania paska 10 rozrządu w warunkach, gdy wielka oś 20 owalu ma kątowe położenie wynoszące θ = 135° (fig. 1). W praktyce określanie mimośrodu jest dokonywane w sposób przybliżony przez ustalanie serii empirycznych wartości dywergencji (odchyłek) wystającej i zagłębionej części niekołowego profilu 19 od profilu kołowego w zależności od amplitudy okresowego wydłużania i skracania rozpiętości napędowej paska 10 rozrządu. Żądany mimośród wyznacza się więc na podstawie danych określających żądaną amplitudę okresowego wydłużania i skracania rozpiętości napędowej paska 10 rozrządu.

Opracowany zestaw przybliżonych danych ma postać tabeli wartości amplitudy wydłużania i skracania rozpiętości napędowej 10A + 10B paska dla różnych wartości mimośrodu owalnego profilu 19 wzdłuż jego wielkiej osi. Przykłady takich danych są uwidocznione w Tabeli 1. Koło odniesienia zastosowane dla porównania jest kołem o średnicy równej w przybliżeniu średniej arytmetycznej długości wielkiej osi 20 i małej osi 21. Mimośród owalnego profilu 19 może być określony, w podanym przykładzie, przez określenie odchylenia konturu profilu 19 od koła odniesienia w miejscu wielkiej osi 20.

T a b e l a 1

Różnica między konturem owalu i koł em odniesienia	Amplituda okresowego wydłużania i skracania napędowej rozpiętości 10A i 10B paska
0,5 mm	0,25 mm
1,0 mm	0,49 mm
1,5 mm	0,74 mm

Powyższa tabela może być opracowana przykładowo na podstawie symulacji komputerowej owalnego profilu 19, stopniowo dla kolejnych kątów środkowych tego profilu, odpowiadających na przykład kolejnym zębom 16 zębatego koła pasowego 11 (fig. 15, 16, 17).

Dla każdego z tych kroków może być zastosowana symulacja komputerowa określająca wydłużenie albo skrócenie rozpiętości napędowej 10A + 10B paska 10 dla określonej długości wielkiej osi 20 i promienia podziałowego 20A. W czasie symulacji komputerowej zmienia się stopniowo wartość promienia podziałowego 20A. Celem stopniowego określania profilu w jego kolejnych miejscach według fig. 15, 16 i 17 jest empiryczne określenie położenia, w którym ma miejsce największe wydłużenie rozpiętości napędowej 10A + 10B paska, po czym określa się przybliżone dane dotyczące wartości tych maksymalnych rozpiętości napędowych 10A + 10B, porównując je z odpowiednim mimośrodem promienia podziałowego. Fig. 15, 16 i 17 przedstawiają sposób określania amplitudy wydłużenia za pomocą takiego wirtualnego prototypowania.

Fig. 5a do 5d przedstawiają różne kombinacje kół pasowych na wale korbowym i na wałku rozrządu dla silników 4-ro i 3-cylindrowych, a fig. 6a do 6d - dla silników 6-cio, 8-mio i 2-cylindrowych.

Fig. 7a przedstawia wykres amplitudy drgań skrętnych wałka rozrządu w zależności od liczby obrotów silnika na minutę dla okrągłego koła pasowego na wale korbowym, a fig. 7b - dla owalnego koła pasowego na wale korbowym. Fig. 7b uwidocznia, że drgania skrętne zostały znacząco zmniejszone, zaś pozostały tylko drgania skrętne pochodzące od wału korbowego, natomiast rezonans został zlikwidowany.

Fig. 8b przedstawia zmienną siłę napięcia działającą po naprężonej stronie paska w zależności od liczby obrotów silnika na minutę dla kołowego koła pasowego na wale korbowym, a fig. 8b - dla owalnego koła pasowego na wale korbowym. Fig. 8b uwidocznia również, że rezonans występujący

PL 207 352 B1 przy liczbie obrotów na minutę równej w przybliżeniu 2500 został prawie całkowicie zlikwidowany. Zmienność siły napięcia paska pozostaje w całym zakresie obrotów silnika, ale nie musi być ona obecna dla powstawania korekcyjnego momentu obrotowego.

Fig. 9a i 9b przedstawiają zmienne siły napięcia po naprężonej i luźnej stronie paska podczas jednego pełnego obrotu koła pasowego na wale korbowym silnika przy liczbie obrotów na minutę równej w przybliżeniu 1500.

Fig. 10a i 10b przedstawiają zmienną siłę napięcia po naprężonej i luźnej stronie paska podczas jednego pełnego obrotu koła pasowego na wale korbowym w przypadku rezonansu przy liczbie obrotów na minutę równej 2500.

Fig. 11a i 11b przedstawiają zmienną siłę napięcia po naprężonej i luźnej stronie paska podczas jednego pełnego obrotu koła pasowego na wale korbowym przy liczbie obrotów na minutę równej 3500.

Fig. 12 przedstawia drgania skrętne wałka rozrządu dla koła pasowego o profilu kołowym na wale korbowym silnika, uwidocznione jako analiza spektralna w osiach: x - drgania harmoniczne, y obroty silnika na minutę, z - amplituda drgań skrętnych wałka rozrządu.

Fig. 13 przedstawia drgania skrętne wałka rozrządu dla owalnego koła pasowego według wynalazku na wale korbowym silnika, uwidocznione jako analiza spektralna w osiach: x - drgania harmoniczne, y - obroty silnika na minutę, z - amplituda drgań skrętnych wałka rozrządu. Z wykresu wynika, że za pomocą profilu owalnego wyeliminowane są tylko drgania skrętne harmoniczne drugiego rzędu. Zastosowanie bardziej złożonego profilu według fig. 14 likwiduje równocześnie drgania skrętne harmoniczne drugiego i czwartego rzędu.

Fig. 14a i 14b przedstawia sposób przygotowania niekołowego profilu 19 jednego z członów obrotowych w synchronicznym zespole napędowym według wynalazku do harmonicznych drgań skrętnych dwóch różnych rzędów zespołu napędzanego. Na fig. 14a krzywa 110 przedstawia drgania harmoniczne drugiego rzędu zmiennego roboczego momentu obrotowego, odpowiadające największej wartości drgań harmonicznych drugiego rzędu według fig. 12, krzywa 111 - drgania harmoniczne czwartego rzędu zmiennego roboczego momentu obrotowego, odpowiadające największej wartości drgań harmonicznych czwartego rzędu według fig. 12, a krzywa 112 - sumaryczne drgania zmiennego roboczego momentu obrotowego zespołu napędzanego.

Na fig. 14b przedstawiony jest linią przerywaną owalny profil 19A członu obrotowego 11 według fig. 11, zaopatrzony w wystające części 22 i 23, powodujący powstanie korekcyjnego momentu obrotowego eliminującego drgania harmoniczne drugiego rzędu według krzywej 110 (fig. 14a). Drugi profil 19B (linia osiowa) jest zaopatrzony w cztery mniejsze wystające części, które stanowiąc profil koła pasowego 11 na wale korbowym powodują powstanie korekcyjnego momentu obrotowego, likwidującego drgania harmoniczne czwartego rzędu według krzywej 111 (fig. 14a). Natomiast uwidoczniony linią ciągłą kształtowy niekołowy profil 19C, stanowiący kombinację profilu 19A i 19B, jest zaopatrzony w dwie wystające większe części i dwie wystające mniejsze części. Kombinowany niekołowy profil 19C powoduje powstanie korekcyjnego momentu obrotowego, likwidującego sumaryczne drgania harmoniczne według krzywej 112 (fig. 14a).

Fig. 14b przedstawia więc modyfikację owalnego członu obrotowego, zaopatrzonego w dodatkowe mniej wystające części profilu, który eliminuje harmoniczne drgania skrętne czwartego rzędu, uwidocznione na fig. 12 i 13. Na fig. 12 widoczne są drgania skrętne powstające wskutek drgań harmonicznych drugiego, czwartego i szóstego rzędu synchronicznego zespołu napędowego z kołem pasowym na wale korbowym, a fig. 13 - drgania skrętne pozostające po zastosowaniu owalnego koła pasowego na wale korbowym według wynalazku po częściowym wyeliminowaniu harmonicznych drgań skrętnych drugiego rzędu, jednak z pozostawieniem harmonicznych drgań skrętnych czwartego rzędu. Te drgania mogą zostać zmniejszone albo wyeliminowane przez zastosowanie na owalnym profilu 19A koła pasowego na wale korbowym dodatkowych wystających części, powodujących powstanie stosunkowo niewielkiego korekcyjnego momentu obrotowego drugiego członu obrotowego, a tym samym odpowiednie zmniejszenie harmonicznych drgań skrętnych czwartego rzędu roboczego momentu obrotowego zespołu napędzanego.

Istota wynalazku polega więc na zastosowaniu w synchronicznym zespole napędowym, zwłaszcza rozrządu silnika spalinowego, koła pasowego o owalnym profilu na wale korbowym. Wynalazek umożliwia również właściwy dobór mimośrodu i kątowego położenia profilu tego koła w celu wyeliminowania albo zmniejszenia amplitudy zmian roboczego momentu obrotowego w zespole napędzanym w większym stopniu niż to było dokonywane w znanych zespołach napędowych.

PL 207 352 B1

W zwykł ym silniku spalinowym moment obrotowy mechanizmu rozrzą du albo pompy paliwowej silnika wysokoprężnego jest zmienny, powodując - zgodnie z drugim prawem Newtona - odpowiednią zmienność prędkości obrotowej i przemieszczeń kątowych, których skutkiem są drgania skrętne. Użycie owalnego koła pasowego na wale korbowym, ciągnącego pasek z (w przybliżeniu stałym) dodatkowym momentem obrotowym winno spowodować, że sumaryczny moment obrotowy działający na wałek rozrządu zbliży się do zera, zaś nieobecność momentu obrotowego oznacza - zgodnie z pierwszym prawem Newtona - nieobecność przyspieszenia, czyli zmian prędkości obrotowej, a tym samym brak drgań skrętnych.

Otwieranie i zamykanie zaworów wlotowych i wylotowych jest źródłem zmienności momentu obrotowego, powodującego odpowiednie zmiany prędkości obrotowej i przemieszczania kątowego, a w efekcie drgania skrętne wałka rozrządu. Najlepszym lekarstwem na tę dolegliwość jest doprowadzenie innego momentu obrotowego działającego na wałek rozrządu, eliminującego zmienność działającego nań momentu obrotowego. Jednym ze sposobów prowadzących do tego celu jest zastosowanie na wale korbowym owalnego koła pasowego, które podczas swego obrotu powoduje zmienność długości paska rozciąganego i luzowanego dwa razy podczas jednego pełnego obrotu wału korbowego. Gdy napięta strona paska jest ciągnięta - wówczas luźna strona paska jest luzowana i odwrotnie, powodując powstanie na wałku rozrządu dodatkowego korygującego momentu obrotowego o podobnej amplitudzie i fazie, który przynajmniej częściowo równoważy pierwszy moment obrotowy, wynikający z działania mechanizmu rozrządu, odpowiednio zmniejszając lub eliminując drgania skrętne.

W rozwiązaniu konstrukcyjnym według wynalazku wyeliminowanie drgań skrętnych wałka rozrządu uzyskuje się w wyniku okresowej zmienności siły napięcia paska, powodującej kolejno eliminację zmienności prędkości obrotowej napędzanego koła pasowego, będącej wynikiem zmienności działającego nań zmiennego momentu obrotowego, a w końcowym efekcie eliminację lub przynajmniej zmniejszenie drgań skrętnych wałka rozrządu.

Zmiana siły napięcia paska następuje podczas każdego pełnego obrotu napędzanego koła pasowego. W czasie powiększania się momentu obrotowego na wałku rozrządu, odpowiednio wzrasta siła napięcia paska, co uzyskuje się przez taką zmianę położenia owalnego koła pasowego, w którym jego wielka oś obraca się z położenia prostopadłego do położenia równoległego do kierunku wypadkowej siły oddziaływania paska rozrządu na to koło. W czasie, gdy wymagane jest zmniejszenie siły napięcia paska, rozpiętość napędowa winna być odpowiednio zmniejszana, co uzyskuje się przez zmianę położenia owalnego profilu koła z pionowego w położenie poziome.

Claims

Zastrzeżenia patentowe

1. Sposób eliminacji względnie zmniejszania drgań skrętnych synchronicznego zespołu napędowego wyposażonego w podłużny człon napędowy, zwłaszcza pasek rozrządu, mający postać pętli i zaopatrzony przynajmniej w kilka elementów roboczych, na przykład zębów, oraz w kilka członów obrotowych, z których zarówno pierwszy człon obrotowy, jak i drugi człon obrotowy są zaopatrzone w zę by, współ pracują ce z roboczymi elementami czł onu napę dowego, przy czym drugi czł on obrotowy jest zaklinowany na obrotowym zespole napędzanym, zwłaszcza wałku rozrządu, przy czym napęd jest przenoszony przez podłużny człon napędowy z członu obrotowego na człon obrotowy, a jeden z tych członów obrotowych ma niekołowy profil zaopatrzony w dwie wystające części, przedzielone zagłębionymi częściami, a na zespół napędzany, zwłaszcza wałek rozrządu, oddziałuje w czasie jego pracy zmienny roboczy moment obrotowy, znamienny tym, że za pomocą mimośrodu niekołowego profilu (19) pierwszego członu obrotowego (11) wytwarza się zmienny korekcyjny moment obrotowy (104), przekazywany za pomocą podłużnego członu napędowego (10) do drugiego członu obrotowego (12) i eliminujący roboczy moment obrotowy (103) zespołu napędzanego (26).
2. Sposób według zastrz. 1, znamienny tym, że amplituda zmiennego korekcyjnego momentu obrotowego (104), wytwarzanego wskutek mimośrodu niekołowego profilu (19) pierwszego członu obrotowego (11) jest przynajmniej w przybliżeniu równa ujemnej amplitudzie zmiennego roboczego momentu obrotowego (103) zespołu napędzanego (26).
3. Sposób według zastrz. 1, znamienny tym, że wytworzony przez mimośród niekołowego profilu (19) pierwszego członu obrotowego (11) zmienny korekcyjny moment obrotowy (104) jest przenoszony na drugi człon obrotowy (12) przez okresowe wydłużanie i skracanie rozpiętości napędowej (10A + 10B) podłużnego członu napędowego (10) po jego napiętej stronie.

PL 207 352 B1
4. Sposób według zastrz. 2, znamienny tym, że przesunięcie kątowe maksymalnej amplitudy wytwarzanego przez mimośród niekołowego profilu (19) pierwszego członu obrotowego (11) zmiennego korekcyjnego momentu obrotowego (104) względem maksymalnej ujemnej amplitudy zmiennego roboczego momentu obrotowego (103) zespołu napędzanego (26), nie może przekraczać ±15°, korzystnie ±5°, a najkorzystniej 0°.
5. Sposób według zastrz. 1, znamienny tym, że amplituda wytwarzanego przez mimośród niekołowego profilu (19) pierwszego członu obrotowego (11) zmiennego korekcyjnego momentu obrotowego (104) winna wynosić od 70% do 110%, korzystnie od 90% do 100%, a najkorzystniej 100% amplitudy zmiennego roboczego momentu obrotowego (103) zespołu napędzanego (26).
6. Sposób według zastrz. 5, znamienny tym, że w przypadku, gdy amplituda zmiennego roboczego momentu obrotowego (103) zespołu napędzanego (26) jest zmienna, to amplituda zmiennego korekcyjnego momentu obrotowego (104), wytwarzanego przez mimośród niekołowego profilu (19) pierwszego członu obrotowego (11), winna wynosić od 70% do 110%, korzystnie od 90% do 100%, a najkorzystniej 100% maksymalnej wartości amplitudy osiąganej przez zmienny roboczy moment obrotowy (103).
7. Sposób według zastrz. 1, znamienny tym, że wielkość mimośrodu niekołowego profilu (19) określa się w następujących kolejnych krokach:

- dokonuje się w znany sposób pomiaru amplitudy (O) zmiennego roboczego momentu obrotowego (103) zespołu napędzanego (26) w określonych warunkach eksploatacyjnych synchronicznego zespołu napędowego (10),

- oblicza się żądaną wartość amplitudy (L) okresowego wydłużania i skracania napędowej rozpiętości (10A + 10B) podłużnego członu napędowego (10) według wzoru: L = T/rk, gdzie r - promień drugiego członu obrotowego (12), a k - współczynnik sztywności podłużnego członu napędowego (10) określony wzorem: k = dF/dL, gdzie dF jest wartością siły niezbędnej dla wydłużenia dL w kierunku osi podłużnej zespołu napędowego,

- dokonuje się pomiaru odchyłek wystających części (22, 23) i zagłębionych części (24, 25) niekołowego profilu (19) od okręgu oraz odpowiadającej im amplitudy okresowego wydłużania i skracania napędowej rozpiętości (10A + 10B) podłużnego członu napędowego (10), a następnie wybiera się jako wartość mimośrodu odchyłkę zapewniającą żądaną wartość amplitudy okresowego wydłużania i skracania napędowej rozpiętości (10A + 10B) podłużnego członu napędowego (10).
8. Sposób według zastrz. 7, znamienny tym, że w przypadku, gdy amplituda zmiennego roboczego momentu obrotowego (103) zespołu napędzanego (26) jest również zmienna, przyjmuje się występującą maksymalną wartość tej amplitudy (T), występującą w warunkach częstotliwości rezonansowej tego zespołu (26).
9. Synchroniczny zespół napędowy wyposażony w podłużny człon napędowy, zwłaszcza pasek rozrządu, mający postać pętli i zaopatrzony przynajmniej w kilka elementów roboczych, na przykład zębów, oraz w kilka członów obrotowych, z których zarówno pierwszy człon obrotowy, jak i drugi człon obrotowy są zaopatrzone w zęby, współpracujące z roboczymi elementami członu napędowego, przy czym drugi człon obrotowy jest zaklinowany na obrotowym zespole napędzanym, zwłaszcza wałku rozrządu, przy czym napęd jest przenoszony przez podłużny człon napędowy z członu obrotowego na człon obrotowy, a jeden z tych członów obrotowych ma niekołowy profil zaopatrzony w dwie wystające części, przedzielone zagłębionymi częściami, a na zespół napędzany, zwłaszcza wałek rozrządu, oddziałuje w czasie jego pracy zmienny roboczy moment obrotowy, znamienny tym, że chwilowa wielkość mimośrodu niekołowego profilu (19) w określonym położeniu kątowym oraz położenie kątowe członu obrotowego (11) względem członu obrotowego (12) są tak dobrane, że korekcyjny moment obrotowy (104) w jakim niekołowy profil (19) oddziałuje na drugi człon obrotowy (12), ma taką samą lub podobną wartość i znak przeciwny niż zmienny roboczy moment obrotowy (103) zespołu napędowego (26) oddziałujący na ten człon obrotowy (11).
10. Zespół napędowy według zastrz. 9, znamienny tym, że wytwarzany przez mimośród niekołowego profilu (19) członu obrotowego (11) zmienny korekcyjny moment obrotowy (104) jest przekazywany na człon obrotowy (12) przez podłużny człon napędowy (10), którego rozpiętość napędowa (10A + 10b) po jego napiętej stronie ulega zmianom odpowiednim do zmian wartości tego korekcyjnego momentu obrotowego (104), przy czym położenie kątowe niekołowego profilu (19), odpowiadające maksymalnemu wydłużeniu rozpiętości napędowej (10A + 10b), nie może być odchylone od położenia kątowego tego profilu, odpowiadającego maksymalnej wartości zmiennego roboczego momentu obro12

PL 207 352 B1 towego (103) zespołu napędzanego (26) więcej niż o ±15°, korzystnie nie więcej niż ±5°, a najkorzystniej 0°.
11. Zespół napędowy według zastrz. 9, znamienny tym, że mimośród niekołowego profilu (19) członu obrotowego (11) lub (12) ma taką wartość, że amplituda wytwarzanego przez ten mimośród zmiennego korekcyjnego momentu obrotowego (104) wynosi od 70% do 110%, korzystnie od 90% do 100%, a najkorzystniej 100% amplitudy zmiennego roboczego momentu obrotowego (103) zespołu napędzanego (26).
12. Zespół napędowy według zastrz. 11, znamienny tym, że w przypadku, gdy amplituda zmiennego roboczego momentu obrotowego (103) zespołu napędzanego (26) również zmienia się wielkość mimośrodu niekołowego profilu (19) jest tak dobrana, że wytworzony przez ten mimośród zmienny korekcyjny moment obrotowy (104) ma amplitudę wynoszącą od 70% do 110%, korzystnie od 90% do 100% maksymalnie osiąganej amplitudy zmiennego roboczego momentu obrotowego (103) zespołu napędzanego (26).
13. Zespół napędowy według zastrz. 9, znamienny tym, że wartość mimośrodu niekołowego profilu (19) członu obrotowego (11, 12) jest tak dobrana, że wytworzony przez ten mimośród zmienny korekcyjny moment obrotowy (104) ma amplitudę wynoszącą od 70% do 110%, korzystnie od 90% do 100%, a najkorzystniej 100% amplitudy zmiennego roboczego momentu obrotowego (103) w warunkach częstotliwości rezonansowej zespołu napędzanego (26).
14. Zespół napędowy według zastrz. 9, znamienny tym, że niekołowy profil (19) stanowi profil pierwszego członu obrotowego (11).
15. Zespół napędowy według zastrz. 9, znamienny tym, że niekołowy profil (19) stanowi profil drugiego członu obrotowego (12).
16. Zespół napędowy według zastrz. 9, znamienny tym, że niekołowy profil (19) stanowi profil dodatkowego, trzeciego członu obrotowego (14).
17. Zespół napędowy według zastrz. 16, znamienny tym, że dodatkowy, trzeci człon obrotowy (14) stanowi człon napędzający inny zespół i jest również zaopatrzony w zęby (16), współpracujące z roboczymi elementami (15) podłużnego członu napędowego (10), do którego jest dociskany.
18. Zespół napędowy według zastrz. 9, znamienny tym, że jest zespołem silnika spalinowego, a jego pierwszy człon obrotowy (11) stanowi zębate koło pasowe na wale korbowym.
19. Zespół napędowy według zastrz. 9, znamienny tym, że jest zespołem wysokoprężnego silnika spalinowego, a zespół napędzany (26) stanowi pompę paliwową napędzaną ruchem obrotowym.
20. Zespół napędowy według zastrz. 19, znamienny tym, że wielkość mimośrodu niekołowego profilu (19) wytwarza zmienny korekcyjny moment obrotowy (104), którego amplituda jest równa amplitudzie zmiennego roboczego momentu obrotowego (103) w warunkach maksymalnego wydatku pompy paliwowej.
21. Zespół napędowy według zastrz. 18, znamienny tym, że jest zespołem benzynowego silnika spalinowego, a obrotowy zespół napędzany (26) stanowi wałek rozrządu tego silnika.
22. Zespół napędowy według zastrz. 9, znamienny tym, że niekołowy profil (19) członu obrotowego (11, 12, 14) ma dwa promienie podziałowe (20A, 20B), mierzone od środka członu obrotowego (11, 12) do środka symetrii wystającej części (22, 23) niekołowego profilu (19).
23. Zespół napędowy według zastrz. 9, znamienny tym, że położenie kątowe niekołowego profilu (19) członu obrotowego (11, 12, 14) określa dwusieczna (27) kąta środkowego zawartego między granicznymi punktami styku podłużnego członu napędowego (10) z niekołowym profilem (19), przy czym wytwarzany przez mimośród tego niekołowego profilu (19) zmienny korekcyjny moment obrotowy uzyskuje swoją największą wartość w położeniu promienia podziałowego (20A) prostopadłym do dwusiecznej (27).
24. Zespół napędowy według zastrz. 23, znamienny tym, że kąt zawarty między promieniem podziałowym (20A) niekołowego profilu (19) a kierunkiem dwusiecznej (27), mierzony w kierunku obrotu członu obrotowego (11, 12), mającego ten niekołowy profil (19), wynosi od 130° do 140°
25. Zespół napędowy według zastrz. 24, znamienny tym, że kąt zawarty między promieniem podziałowym (20A) niekołowego profilu (19) a kierunkiem dwusiecznej (27), mierzony w kierunku obrotu członu obrotowego (11, 12), mającego ten niekołowy profil (19), wynosi 135°.
26. Zespół napędowy według zastrz. 9, znamienny tym, że niekołowy profil (19) członu obrotowego (11, 12, 14) ma postać owalu.

PL 207 352 B1
27. Zespół napędowy według zastrz. 9, znamienny tym, że niekołowy profil (19) członu obrotowego (11, 12, 14) jest zaopatrzony w trzy wystające części, rozmieszczone w jednakowych odległościach na obwodzie członu obrotowego (11, 12, 14).
28. Zespół napędowy według zastrz. 9, znamienny tym, że niekołowy profil (19) członu obrotowego (11, 12, 14) jest zaopatrzony w cztery wystające części, rozmieszczone w jednakowych odległościach na obwodzie członu obrotowego (11, 12, 14).
29. Zespół napędowy według zastrz. 26 albo 27, albo 28, znamienny tym, że niekołowy profil (19) członu obrotowego (11, 12, 14) jest zaopatrzony w bardziej wystające części (22, 23) oraz w znajdujące się między nimi zagłębione części (24, 25), a także w mniej wystające części, eliminujące drgania harmoniczne mniejszego rzędu.
30. Zespół napędowy według zastrz. 9, znamienny tym, że podłużny człon napędowy (10) ma postać paska zębatego.
31. Zespół napędowy według zastrz. 9, znamienny tym, że podłużny człon napędowy (10) ma postać łańcucha napędowego.