Letošní ročník úžasné i dramatické, fascinující i kruté šou s názvem rally Lisabon-Dakar je za námi, pomalu odeznívá napětí nejen členů realizačních týmů, kteří nemohli býti přímo v ohni dění a sledovali průběh boje na dálku u svých PC, a my máme příležitost připomenout si atmosféru afrických pist a písečných dun tentokráte prostřednictvím technologií užitých při stavbě soutěžních speciálů a zamyslet se nad směry vývoje v oblasti trakcí a aplikací pohonů.

Někdy během léta 2005 nás oslovil Ing. Miroslav Zapletal s žádostí o projekt převodovky pro vůz mitsubishi pajero Di-D, který byl de facto logickým pokračováním našeho poměrně úspěšného vývoje hydraulicky řízené mezinápravové rozvodovky vozu suzuki jimny. V té době jsme ještě zhola netušili, na jak obtížnou pouť se naše ‚pajerácká‘ převodovka dne 6. ledna 2007 vydá… Ale popořádku:

Na počátku byla převodovka vyvíjena podle regulí pro cross country rally, takže existovaly prakticky dvě možné varianty konstrukcí: buď pětistupňová převodovka s přídavnou redukcí, nebo šestistupňová bez redukce. Volba padla naprosto jednoznačně na variantu šestistupňové převodovky, která daleko lépe využívá škálu výkonových charakteristik motoru. Vzhledem k velmi šťastné liberálnosti předpisů bylo lze optimalizovat převodová čísla jednotlivých rychlostí a tím pádem „ušít převody (Mírovi:) na míru“. To je natolik důležitá okolnost, že bude jistě užitečné si ji podrobněji vysvětlit, s použitím jednoduchých teorií elementární Newtonovské fyziky.

Jakékoliv závodní auto (ať jde o vůz WRC, truck nebo formulový monopost) je k cíli hnáno určitou silou. Tuto sílu si můžeme jednoduše představit třeba tak, že auto táhneme na laně (nebo ho tlačíme). Označme tuto sílu jako míru určitého jízdního výkonu, ve smyslu co možná nejrychlejšího dosažení cíle; pak je zřejmé, že čím větší je síla, která auto „táhne“ (tlačí), tím dříve (rychleji) budeme v cíli. Ona síla, o které zde hovoříme, je důsledkem působení točivého momentu Tk přivedeného na poháněná kola a spočítáme ji velmi snadno jako podíl točivého momentu na kolech a valivého poloměru kola, čili

Tato síla nám působí v ose náboje kola a z uvedeného vztahu je zřejmé, že pokud požadujeme maximální sílu (tj. maximální jízdní výkon), musíme zajistit maximální točivý moment na poháněných kolech.

Další důležitý fakt pro návrh převodových čísel je vazba mezi motorem a točivým momentem Tk poháněných kol auta. Jakýkoliv točivý stroj, tedy i spalovací motor v podstatě charakterizují dvě veličiny: točivý moment motoru Tm [Nm] a jeho výkon P [kW], v závislosti na otáčkách. Vztah mezi točivým momentem na kolech a točivým momentem motoru je velmi jednoduchý:

Čili, řečeno slovy klasika- „krouťák“ na kolech je roven „krouťáku“ motoru násobený celkovým převodem mezi motorem a koly. Pro představu, pro moment motoru 500 Nm a převodu na jedničku Zapletalova pajera i=17,425 máme na kolech součtový moment 8700 Nm, což dává pro poloměr kola 400 mm sílu téměř 22 kN (to pro představu odpovídá hmotnosti něco málo přes dvě tuny).

Sjednoťme nyní naše jednoduché vzorce:

Dostáváme velmi závažný vztah, který ve svém důsledku takříkajíc hýbe dějinami motorsportu, žel Bohu v drtivé většině případů tím nesprávným směrem. Že totiž, síla ženoucí auto k cíli je přímo úměrná součinu točivého momentu motoru a celkového převodu mezi klikovou hřídelí motoru a koly. Záměrně ve vztahu ponecháváme závorky u součinu, abychom podtrhli význam svázanosti těchto dvou veličin, čili točivého momentu motoru a celkového převodu. V této souvislosti však musíme velmi důrazně varovat před fatálně nesprávným závěrem často vyvozovaným z tohoto jednoduchého vzorce, že totiž čím větší je „krouťák“ (motoru), tím lépe… Toto tvrzení je absolutně zavádějící a naprosto zcestné. Svízel tohoto vzorce spočívá v okolnosti, že nevystihuje vazbu mezi točivým momentem motoru a možnými variantami převodového čísla v závislosti na rychlosti auta.

Podívejme se na konkrétní hodnoty motoru Zapletalova pajera Di-D v grafu a sledujme velikosti točivých momentů na kolech pro zaznačené stavy.

Dejme tomu, že naše pajero jede na 3. převodový stupeň při otáčkách motoru 2000 ot/min., tedy v tomto případě rychlostí 44 km/hod. (stav A). Motor má v těchto otáčkách své momentové maximum, sice 610 Nm. Převod na trojku je 6.83, pak točivý moment na kolech je 610 * 6,83 = 4168 Nm a síla, která auto „táhne“ k cíli je 4168/0.400=10420 N (odpovídá pro představu hmotnosti cca. 1 tuna). Podívejme se, co se přihodí, pokud při téže okamžité rychlosti auta podřadíme na dvojku (stav B): otáčky motoru vzrostou na 3000 ot/min., (rychlost zůstává oněch 44 km/hod), točivý moment motoru je pro 3000 ot/min. již jen 505 Nm, převod na dvojku je 9.823 a my můžeme spočítat pro točivý moment na kolech: Tk=505* 9.823=4960 Nm, síla F=4960/0.400=12400 N, to je o 19% více nežli v prvním popisovaném stavu A!

Dostáváme se tedy ke zdánlivému paradoxu, že totiž provozováním motoru v oblasti nižšího točivého momentu dostáváme vyšší jízdní výkon auta. Toto je nesmírně závažná okolnost, kterou je nutno mít při konstrukcích převodů závodních speciálů vždy na paměti.

Shrňme si tedy naše poznatky do několika bodů:

(1) Pro maximální jízdní výkon auta je podstatné dosáhnout maximální „tažné“ (tlačné) síly.

(2) Pro maximální jízdní výkon auta je podstatné dosáhnout maximálního točivého momentu na kolech auta.

(3) Pro maximální jízdní výkon auta není podstatná velikost točivého momentu motoru.

(4) Pro maximální jízdní výkon je podstatná velikost součinu točivého momentu motoru a konkrétního převodového čísla.

S ohledem na body (3) a (4) našich závěrů můžeme dát jasnou odpověď na otázky typu: co je vhodnější pro závodní auto- benzinový či dieselový motor, který má proti benzínovému daleko vyšší hodnotu točivého momentu? Uvědomme si, že stejně výkonný dieselový motor dosahuje maxima točivého momentu při daleko nižších otáčkách nežli motor benzinový, takže co jsme získali na točivém momentu motoru TDi, to jsme v zápětí ztratili na celkovém převodu. Proto součin (Tm.i) bude pro dvě auta jedoucími stejnou rychlostí a osazenými stejně výkonnými motory různých typů jedno a totéž číslo, a my jsme vysokou hodnotou točivého momentu motoru TDi nezískali zhola žádnou výhodu.

Pro úplnost dodáváme jednoznačný vztah pro výpočet hnací síly, který již respektuje vazbu mezi převody, motorem a rychlostí jízdy:

Pouze na základě tohoto vztahu lze vyslovit zcela jednoznačný a obecný závěr, že totiž maximální hnací síly lze dosáhnout právě tehdy, provozujeme-li motor v oblasti jeho maxima výkonu (a nikoliv v oblasti maxima točivého momentu). Matematický důkaz tohoto tvrzení sice není nijak složitý, avšak vydal by na samostatný článek.

Konstrukce naší převodovky tedy vycházela ze shora uvedených závěrů, kdy jsme rozložili převodová čísla rovnoměrně tak, aby vůz dosáhl maximálky 160 km/hod pro 3500 ot/min. a abychom při přeřazení ztráceli minimum výkonu a tím pádem docílili největších možných zrychlení auta při jízdě. To vše by ovšem bez znalosti nahoře popsané problematiky nebylo vůbec možné.

Když nastal den D, ve kterém se rozhodlo o účasti posádky Miroslav Zapletal-Miloslav Janáček na rally Lisabon-Dakar, započala životnostní optimalizace naší převodovky. Museli jsme si být jisti, že převodovka zvládne minimálně 5000 km při plné zátěži (neboť v polovině rally je předpokládaná preventivní výměna). Nebylo to vůbec snadné, a provedli jsme řadu změn např. v oblasti geometrie ozubení. Všechna soukolí jsou řezaná drátem tak, že evolventní plochy byly nahrazeny sadou kruhových oblouků v přesnosti ±0.0025 mm a vybaveny výškovou modifikací.

Další významnou výhodou této technologie je možnost optimalizace záběrových poměrů v ozubení aniž bychom byli omezováni fixními hodnotami odvalovacích nástrojů.

Vytypované součásti jsme podrobili pevnostní analýze MKP, která nám pomohla optimalizovat rozložení hmotností pro danou konkrétní napjatost.

Hnané kolo 6º

Ohybová napjatost hnací konstanty, síla v ozubení 20 kN

Napjatost v jádře přesuvníku 6°, zátěž 20 kN

Poněkud oříškem se ukázalo být nastavení 1. převodového stupně. Převod používaný v cross country byl pro africké písečné duny nepřijatelný, a tak jsme museli naše prvotní návrhy několikrát modifikovat, vždy na základě písečných testů na Slovensku. Totéž platí pro zpátečku, která je v dunách prakticky stejně potřebná jako jednička.

Za povšimnutí stojí konstrukce přesuvníků, kdy se nám podařilo chytrým geometrickým uspořádáním řadicích kamenů minimalizovat jejich šířku a využít tak v nejvyšší možné míře prostor skříně pro aktivní ozubené věnce.

Závěrem uvádíme technické parametry převodové skříně vozu mitsubishi pajero:

Typ: sekvenční, manuálně řazená

Počet převodových stupňů: 6

Schema řazení: R-N-1-2-3-4-5-6-R-N-1-…

Typ ozubení: čelní, přímé, výškově modifikované, vysoký zub

Systém přesuvných kamenů: sidu

Řazení zpátečky: před neutrálem, a nebo za 6. rychlostním stupněm

Rychlost řazení: 80-125 ms

Točivý moment na vstupu: 800 Nm max.

Indikace řazení: display, s fotosenzorem

Mazání: nucené s oběhovým čerpadlem a přídavným chladičem

Pracovní teplota: 94 ÷108°C

3D-model sekvenční převodovky s unašečem karbonových spojkových lamel

Pohled od vstupu do mezinápravové rozvodovky

Převodovka v pudorysu s vyznačením vzdálenosti mezi ozubenými věnci