Konstrukce pohonu všech kol osobních automobilů

Transkript

1 Mendelova univerzita v Brně Agronomická fakulta Ústav techniky a automobilové dopravy Konstrukce pohonu všech kol osobních automobilů Diplomová práce Vedoucí práce: doc. Ing. Jiří Čupera, Ph.D. Vypracovala: Bc. Šárka Vančatová Brno 2018

2

3 Čestné prohlášení Prohlašuji, že jsem práci: KONSTRUKCE POHONU VŠECH KOL OSOBNÍCH AUTOMOBILŮ vypracovala samostatně a veškeré použité prameny a informace uvádím v seznamu použité literatury. Souhlasím, aby moje práce byla zveřejněna v souladu s 47b zákona č. 111/1998 Sb., o vysokých školách a o změně a doplnění dalších zákonů (zákon o vysokých školách), ve znění pozdějších předpisů, a v souladu s platnou Směrnicí o zveřejňování vysokoškolských závěrečných prací. Jsem si vědoma, že se na moji práci vztahuje zákon č. 121/2000 Sb., autorský zákon, a že Mendelova univerzita v Brně má právo na uzavření licenční smlouvy a užití této práce jako školního díla podle 60 odst. 1 autorského zákona. Dále se zavazuji, že před sepsáním licenční smlouvy o využití díla jinou osobou (subjektem) si vyžádám písemné stanovisko univerzity, že předmětná licenční smlouva není v rozporu s oprávněnými zájmy univerzity, a zavazuji se uhradit případný příspěvek na úhradu nákladů spojených se vznikem díla, a to až do jejich skutečné výše. V Brně dne:.. Podpis

4 PODĚKOVÁNÍ Dovoluji si tímto poděkovat vedoucímu práce panu doc. Ing. Jiřímu Čuperovi, Ph.D. za ochotu, důležité rady a pomoc při tvorbě této práce. Dále děkuji rodičům za poskytnutí zázemí a dobrých studijních podmínek.

5 ABSTRAKT Diplomová práce se zabývá konstrukcí pohonu všech kol u osobních automobilů. Nejprve popisuje výpočet jízdních mezí vozidla jako je maximální stoupavost a maximální zrychlení při rozjezdu. Pro stanovení výpočtu jízdních mezí diplomová práce uvádí také pohybové rovnice vozidla, vzdušné účinky, radiální reakce a obvodové síly. V další části již popisuje konstrukční díly pohonu všech kol a to rozvodovku a rozdělovací převodovku. Poslední teoretická část se věnuje koncepci pohonu 4x4, která se dělí na permanentní pohon, samočinně připojitelný a manuálně přiřaditelný pohon. V rámci permanentního pohonu je popsána viskózní spojka a diferenciál Torsen, u samočinně připojitelného mezinápravová rozvodovka Viscomatic, mezinápravová spojka Haldex a elektronicky řízená lamelová spojka a u manuálně přiřaditelného závěr diferenciálu. V závěru teorie se práce také dotýká hybridního pohonu jako koncepce 4x4. Praktická část se věnuje měření vozidla Škoda Superb na vozidlovém dynamometru Mendelovy univerzity v Brně. Uvádí naměřená data z kalibračního testu k určení pasivních ztrát pro zkoušky brzd. Tyto data jsou následně zpracována a zhodnocena. Hodnocen byl především vliv změny zatížení na velikost pasivního odporu. Dále uvádí data z výkonové zkoušky a rozdělení hnacích sil na přední a zadní nápravu při třech variantách zatížení. V závěru praktická část porovnává naměřená data vozu Škoda Superb s daty Mitsubishi Lancer Evo. Klíčová slova pohon všech kol, diferenciál, náprava, síly, pasivní ztráty

6 ABSTRACT Diploma thesis deals with design of all-wheel drive used in cars. First of all it describes calculation of driving boundaries such as highest elevation and maximal acceleration. Equations of motion, air effects, radial reactions, and peripheral forces are used in calculations of the boundaries. The next part describes components of all wheels, transfer case, and transmission gearbox. The last part of the theory deals with four wheel drive. This subchapter is divided to three smaller parts: permanent drive, self-connectable drive, and manually connectable drive. In the first subchapter of permanent drive is described fluid coupling and Torsen's differential. In the second subchapter of self-connectable drive is description of Viscomatic and Haldex transfer cases located between the axles. The last subchapter deals with electronically controlled lamellar clutch. The end of this chapter also briefly describes hybrid drive as a conception of four wheel drive. The practical part of this thesis deals with measurements done with Škoda Superb on the chassis dynamometer which belongs to Mendel's university in Brno. There are also measured data from calibration text, those data are used to determine a passive losses which are necessary for the testing of brakes. Those data are also processed and evaluated. The change of passive losses according to the load is also evaluated. The data from power test, and distribution of power on the front and rear axle are also evaluated. The measurements were done with three different loads. At the end of the thesis are compared measured data from the similar measurement done on Mitsubishi Lancer Evo. Keywords all-wheel drive (AWD), differential, axle, forces, passive losses

7 OBSAH 1 ÚVOD CÍL PRÁCE JÍZDNÍ MEZE Pohybové rovnice dvounápravového vozidla Vzdušné účinky, vztlak Radiální reakce náprav Obvodové síly Výpočet jízdních mezí KONSTRUKCE POHONU VŠECH KOL Rozvodovky Stálý převod hnací nápravy Diferenciály Rozdělovací převodovka KONCEPCE POHONU VŠECH KOL Permanentní pohon všech kol Viskózní spojka Diferenciál Torsen Samočinně připojitelný pohon Mezinápravová rozvodovka Viscomatic Mezinápravová spojka Haldex Elektronicky řízená lamelová spojka Manuálně přiřaditelný pohon druhé nápravy Závěr diferenciálu Hybridní pohon všech kol Mitsubishi Outlander PHEV... 46

8 5.4.2 Toyota RAV Peugeot 308 R hybrid METODIKA MĚŘENÍ A ZPRACOVÁNÍ VÝSLEDKŮ Měřená vozidla Konstrukce vozidlového dynamometru pro osobní automobily Vlastní měření Tabulky naměřených dat a grafické zpracování Škoda Superb Tabulky naměřených dat a grafické zpracování Mitsubishi Lancer ZÁVĚR LITERATURA Knižní publikace Elektronické zdroje SEZNAM OBRÁZKŮ SEZNAM TABULEK... 73

9 1 ÚVOD Pohon všech kol nebo také pohon 4x4, AWD (z aj. all wheel drive) či 4WD je pohon automobilů, kdy je poháněna jak přední, tak zadní náprava. To může být řešeno několika způsoby a to buď jako stálý pohon všech kol, samočinně připojitelný pohon nebo manuálně připojitelný. Využívání pohonu pouze jedné nápravy bylo především z ekonomických důvodů kvůli úspoře konstrukčních dílů, jako jsou mezinápravové a nápravové diferenciály, spojovací a hnací hřídele. Pohon jedné nápravy má, ale také své nedostatky a to například na silnici pokryté sněhem nebo ledem, kdy je součinitel adheze kolem 0,1 až 0,3. To je důvodem, který vedl ke vzniku pohonu 4x4. [1] Pohon všech kol byl zpočátku využíván spíše pracovními a vojenskými vozy. Z důvodů vyšších konstrukčních rychlostí bylo potřeba rostoucí výkon převádět i na vozovku a to prostřednictvím silničních vozidel. Kvůli co nejlepšímu využití adhezních sil a získání dobrých jízdních vlastností byl zkonstruován pohon všech kol. Ten se začal využívat u všech kategorií osobních vozů. [2] Rozdělení pohonu všech kol můžeme vidět na obr. 1. Dělí se na tři základní koncepce a to stálý pohon všech kol, samočinně připojitelný a manuálně přiřaditelný. Obr. 1: Přehled jednotlivých druhů pohonu všech kol u osobních automobilů [5] 9

10 Výhodami pohonu všech kol oproti pohonu jen jedné nápravy jsou lepší trakční vlastnosti především na mokré vozovce nebo vozovce pokryté ledem, lepší schopnost rozjezdu a jízdy do svahu, dobré zrychlení, malá citlivost na boční vítr, vysoká stabilita při jízdě ve větší vrstvě sněhu, zlepšení chování z hlediska aquaplaningu, dobré rozdělení hmotnosti na nápravy, vhodné pro tažení přívěsu, rovnoměrné opotřebení pneumatik a další. [1] Mezi nevýhody pohonu 4x4 patří vyšší náklady na pořízení, vyšší hmotnost vozu, větší spotřeba paliva z důvodu pasivních odporů, vyšší servisní náklady a menší zavazadlový prostor. [1, 13] 10

11 2 CÍL PRÁCE Cílem diplomové práce je vypracovat rešerši o konstrukčním řešení pohonu všech kol u osobních automobilů. Navrhnout vhodnou metodiku měření vybraných parametrů. Tuto metodiku aplikovat na vybraném osobním automobilu Škoda Superb a Mitsubishi Lancer Evo s pohonem všech kol. Měření provést na válcovém dynamometru Mendelovy univerzity v Brně. Výsledky měření analyzovat a zhodnotit. 11

12 3 JÍZDNÍ MEZE Jízdní meze se zabývají otázkou, zda výkon a točivý moment může být vůbec přenesen na vozovku. Spojení mezi kolem a vozovkou závisí na dosažitelné přilnavosti. Pneumatika se odvaluje bez prokluzu, jestliže platí, že obvodová síla je (3.1), kde [N] obvodová síla [-] součinitel valivé přilnavosti [N] svislé zatížení kola. Pro stanovení maximální obvodové síly neboli podélné reakce mezi kolem a vozovkou H K musíme tedy znát svislé zatížení kola neboli radiální reakci vozovky Z K a součinitel valivé přilnavosti µ v ( v podélném směru kola). 3.1 Pohybové rovnice dvounápravového vozidla Vozidlo na obr. 2 můžeme rozdělit na tři samostatná tělesa: karosérii, přední nápravu a zadní nápravu. Dynamický model je rovinný (předpokládáme, že hnací nebo brzdné momenty na levých a pravých kolech jsou stejně velké), a proto pohyby každého tělesa jsou určeny souřadnicemi x, z, φ. Předpokládáme dále, že nedochází ke svislým kmitavým pohybům, tzn., a že nástavba se nehoupe, tzn.. V těžišti nástavby (tj. odpružených částí) působí tíha nástavby a setrvačná síla. Vzdušný odpor a vztlak A jsou zakresleny v těžišti, ve skutečnosti působí na jiných místech, proto musíme zavést vzdušný moment. Síly a jsou vodorovné složky sil působících mezi vozidly. Svislé složky zanedbáváme. Pro samostatné vozidlo je. Pro tahač platí a pro přívěs. V těžišti nápravy případně působí tíha obou kol přední nebo zadní nápravy. Setrvačné síly náprav jsou značeny a, kde je hmotnost obou předních kol a obou zadních. je moment setrvačnosti obou předních kol a zadních kol. Vliv valivého odporu přední a zadní nápravy vyjadřují vzdálenosti a. 12

13 Pohybové rovnice vozidla: a) pro nástavbu vozidla (3.2) (3.3) (3.4), kde [N] setrvačná síla [kg] hmotnost [m.s -2 ] zrychlení nástavby [N] tíha nástavby [ ] úhel sklonu svahu [N] podélné síly na přední a zadní nápravu [N] vzdušný odpor [N] svislé síly na přední a zadní nápravu [N] svislé zatížení přední nápravy [N] síla na přední a zadní nápravu [N] tíha předních kol [N.m] moment na přední a zadní nápravu [m] vzdálenost náprav od těžiště [m] výška těžiště [m] dynamický poloměr kola [N.m] klonivý moment vzhledem k těžišti [m] výška kol. b) pro přední nápravu (3.5) (3.6) (3.7) 13

14 , kde [kg] [m.s -2 ] [N] [kg.m -2 ] [rad.s -2 ] [m] c) pro zadní nápravu hmotnost přední nápravy zrychlení předních kol obvodová síla na přední nápravě moment setrvačnosti předních kol úhlové zrychlení předních kol vzdálenost vyjadřující vliv valivého odporu přední nápravy. (3.8) (3.9) (3.10), kde [kg] hmotnost zadní nápravy [m.s -2 ] zrychlení zadních kol [N] obvodová síla na zadní nápravě [N] tíha zadních kol [N] svislé zatížení zadní nápravy [kg.m -2 ] moment setrvačnosti zadních kol [rad.s -2 ] úhlové zrychlení zadních kol [m] vzdálenost vyjadřující vliv valivého odporu zadní nápravy. V soustavě rovnic (3.2) až (3.10) je 13 neznámých veličin a to. Je zde tedy 13 neznámých, ale pouze 9 rovnic. Proto byl zaveden předpoklad (3.11) kde je podélné zrychlení vozidla. Úhlové zrychlení kol je (3.12) 14

15 , kde, [m] valivý poloměr předních a zadních kol. Soustava rovnic je již po zavedení předpokladu řešitelná a lze určit neznámé radiální reakce. [3] Obr. 2: Dynamický model dvounápravového vozidla [3]: a) poloha těžiště nástavby, souřadné systémy; b) síly a momenty na nástavbě; c) síly a momenty na nápravě a kolech; d) síly přenášené na vozovku. 15

16 3.2 Vzdušné účinky, vztlak Účinek proudu vzduchu v bočním větru působící na jedoucí automobil se obvykle vyjadřuje třemi silovými a třemi momentovými složkami. Ve směru podélné a svislé souřadné osy automobilu působí silové složky a to čelní odpor, vztlak a boční vzdušná síla. Kolem stejných os působí složky momentové a to klonivý, stáčivý a klopivý moment. [9] Při zkoumání pohybu vozidla v přímém směru uvažujeme pouze vzdušný odpor, vztlak A a klonivý moment. [3] Vzdušný odpor závisí na velikosti čelní plochy vozidla se součinitelem odporu vzduchu a měrné hmotnosti vzduchu. Rychlost značí relativní rychlost vozidla a vzduchu. Pro zjednodušení počítáme s bezvětřím, tedy že relativní rychlost se rovná rychlosti vozidla. [2] Pro vzdušný odpor platí (3.13), kde [-] součinitel odporu vzduchu [kg.m -3 ] měrná hmotnost vzduchu [m 2 ] čelní plocha vozidla [m.s -1 ] relativní rychlost vozidla a vzduchu. Tab. 1: Typické hodnoty čelní plochy a součinitele odporu vzduchu [2] Vozidlo [m 2 ] [-] Osobní 1,5 až 3 0,35 až 0,5 Nákladní 5 až 10 0,5 až 0,8 a pro vztlak (3.14), kde [N] vztlak [-] součinitel vztlaku. 16

17 V rovnici vzdušného klonivého momentu je navíc rozvor l, aby součinitel klonivého momentu byl bezrozměrný. (3.15), kde [N.m] klonivý moment vzhledem k počátku [-] součinitel klonivého momentu vzhledem k počátku [m] rozvor. Součinitelé vzdušných účinků se udávají k počátku aerodynamické souřadné soustavy vozidla 0, ten se často volí v půlce rozvoru v rovině kol. Počátek se někdy volí také v ose otáčení předních kol nebo ve středu vozidla. Kvůli tomu je důležité dát pozor na vybraný aerodynamický souřadný systém. U dynamiky vozidla je nejdůležitějším bodem těžiště vozu. Protože součinitele vzdušných účinků záleží na tvaru karoserie a ne na rozložení tíhy vozidla není z hlediska aerodynamiky těžiště významné. Tudíž pro vyjádření vzdušných účinků vtažný bod 0 neleží v těžišti. Hodnoty vzdušných součinitelů musí být přepočítány, protože vzdušné účinky vzhledem k těžišti jsou pro nás důležité. Místo vzdušných sil a momentu na obr. 3(a) lze zavést reakce na kola, která přenášejí vzdušná zatížení na vozovku. Na obr. 3(b) je vzdušný odpor, vztlak a vzdušný klonivý moment nahrazen třemi silami [3] Obr. 3: Nahrazení vtlaku A a klonivého momentu (a) vztlakovými silami a na přední a zadní nápravě (b) [3] Vztlakové síly pro přední a zadní nápravu jsou (3.16) 17

18 , kde [N] vztlaková síla pro přední a zadní nápravu [-] součinitel vztlaku přední a zadní nápravy. Dále musí platit, neboli. Klonivý moment vztlak na přední nápravě zmenšuje a naopak vztlak na zadní nápravě zvětšuje, tudíž platí (3.17) Neboli součinitelé vztlaku přední a zadní nápravy jsou (3.18) Součinitel vzdušného odporu je větší než součinitel vztlaku. Velikost součinitele vztlaku závisí na úhlu náběhu vzduchu, obr. 4. Hodnota součinitele vztlaku je při úhlu náběhu přibližně třikrát taková jako při nulovém bočním větru. Na úhlu náběhu nezávisí součinitel klonivého momentu. Obr. 4: Změna součinitele vztlaku a součinitele klonivého momentu v závislosti na úhlu náběhu vzduchu pro dva tvary karoserie [3] 18

19 Při výpočtu rovnice 3.18 obvykle vyjdou kladné hodnoty součinitelů a. Kladné hodnoty značí, že vznikající vztlaky odlehčující obě nápravy. Tedy, že reakce mezi koly a vozovkou se zmenšuje. Záporný součinitel vztlaku lze dosáhnout vhodným tvarováním karoserie. Jízdní vlastnosti při záporném součiniteli vztlaku jsou výhodné. Snižování vztlaku na přední nápravě se uskutečňuje využíváním spojlerů neboli rušičů vztlaků. Spojlery jsou přídavné přední plochy, které se umisťují na přídi vozu pod nárazníkem. Příďový spojler tedy snižuje vztlak na přední nápravě a zvyšuje na zadní nápravě, viz obr. 5, navíc může i částečně snížit vzdušný odpor. Zadní spojler snižuje vztlak na přední i na zadní nápravě, obr. 6. [3] Obr. 5: Vliv příďového spojleru na velikost vztlaku přední nápravy a zadní nápravy [3] Obr. 6: Vliv zadního spojleru na přítlak přední nápravy a zadní nápravy [3] Podobně jako rovnice 3.15 definovala klonivý moment k počátku souřadné soustavy 0, můžeme definovat klonivý moment vzhledem k těžišti T (3.19) 19

20 , kde [-] součinitel klonivého momentu vzhledem k těžišti. Z obr. 7 je patrné, že platí rovnice rovnováhy momentů k bodu 0 (3.20) Dosazením za vzdušné síly a momenty rovnice 3.13, 3.14, 3.15 a 3.19 získáme (3.21) Součinitel klonivého momentu k těžišti T je (3.22) Obr. 7: K určení součinitele klonivého momentu [3] Podle rovnice 3.16 určíme velikost vztlakových sil na přední a zadní nápravě, za moment dosadíme rovnici 3.20 a dostaneme (3.23) Moment a vzdušné síly a A v těžišti T na obr. 2 lze tedy nahradit vztlakovými silami a podle rovnice 3.23 a vzdušnou silou v rovině vozovky, obr. 3(b). [3] 20

21 3.3 Radiální reakce náprav V těžišti vozu je uvažována tíhová síla. Reakcí jsou radiální reakce působící v místě kontaktu vozidla s vozovkou. Radiální se nazývají proto, že působí ve směru poloměru neboli rádiusu kola. [10] Z pohybových rovnic určíme velikost zatížení náprav (radiálních reakcí) Z P a Z Z dvounápravového vozidla. Podle rovnice 3.6 je. (3.24) Síla F ZP vychází z rovnice 3.3 a 3.4 (3.25) Za součet momentů dosadíme z rovnice 3.7 a 3.10 a dostaneme (3.26) Za obvodové síly dosadíme z rovnice 3.5 a 3.8 (3.27) Za dosadíme z 3.2 (3.28) 21

22 Dosazením rovnice 3.28 do rovnice 3.24 získáme (3.29), kde [m.s -2 ] tíhové zrychlení [N] valivý odpor. Rovnici 3.29 lze zkrátit a vysvětlit pomocí následujících úvah: a) Rovnici je možné zjednodušit zavedením těžiště celého vozidla místo těžišť jednotlivých těles. Polohu těžiště zjistíme podle obr. 8, takto (3.30) (3.31) (3.32) Dosazením těchto tří rovnic do 3.29 dostaneme (3.33) Obr. 8: Určení polohy těžiště celého vozidla z poloh těžišť jednotlivých těles [3] 22

23 b) Zavedení statického zatížení připadajícího na přední nápravu v rovnici 3.33, obr. 9 (3.34), kde [N] statické zatížení přední nápravy. Obr. 9: K výpočtu statického zatížení náprav [3] c) Vzdušná zatížení z rovnice 3.33 můžeme dle 3.23 nahradit vztlakovou silou na přední nápravě (3.35) d) Za úhlové zrychlení kol dosadíme translační zrychlení podle rovnice 3.12 (3.36) Odpor zrychlení rotačních částí je (3.37), kde [N] odpor zrychlení rotačních částí [kg.m -2 ] hmotnostní moment setrvačnosti kol [-] součinitel vlivu rotačních částí. 23

24 Pro tedy lze psát (3.38) neboli (3.39) Po dosazení rovnic 3.34, 3.35 a 3.39 do rovnice 3.33 dostaneme radiální reakci na přední nápravě (3.40) Z rovnováhy sil ve směru kolmém k rovině vozovky určíme radiální reakci zadní nápravy (3.41) Z obr. 9 je patrné, že platí (3.42), kde a kde [N] statické zatížení zadní nápravy (3.43) a jelikož vztlak, získáme po dosazení rovnic 3.40 a 3.42 do rovnice 3.41 radiální reakci zadní nápravy (3.44) 24

25 Obr. 10: Schéma pro výpočet radiálních reakcí [3] Radiální reakce náprav ovlivňuje především statické zatížení. Na rovině tedy pokud je zatížení náprav dáno polohou těžiště v podélném směru, tudíž poměry nebo. Při jízdě do kopce tedy v případě, kdy je zatížení přední nápravy především kvůli výrazu zmenšováno, zadní náprava se naopak o tuto hodnotu přitíží. U jízdy ze svahu je to obráceně. Zatížení náprav se většinou zmenšuje vlivem aerodynamického vztlaku. Při zvyšující se rychlosti jízdy a při bočním větru dochází k vzrůstu zmenšení. Pokud vozidlo zrychluje, dochází k odlehčení přední nápravy a k přitížení zadní nápravy. Odlehčování a přitěžování je závislé na výrazu a na součiniteli vlivu rotačních částí. Vodorovné složky sil a také ovlivňují radiální reakce náprav. Pokud a, pak přední náprava je odlehčena a zadní přitížena. Vzhledem k tomu, že součinitel valivého odporu nemá významný vliv na radiální reakce, ho můžeme zanedbat. [3] 3.4 Obvodové síly Valivý odpor kol je (3.45) 25

26 ,kde [N] valivý odpor kol [N] svislé zatížení kol [m] vzdálenost vyjadřující vliv valivého odporu od nápravy [-] součinitel valivého odporu kola. Obvodové síly na přední a zadní nápravě vycházejí z rovnic 3.7, 3.10 a z valivého odporu kola 3.45 (3.46) (3.47), kde [N] valivý odpor předních a zadních kol. Z rovnice pro pohon vozidla určíme hnací moment přiváděný na kola (3.48),kde [N.m] hnací moment [N] hnací síla [N] odpor stoupání [N] odpor zrychlení [-] součinitel valivého odporu s [-] sklon stoupání. Pro pohon předních kol platí a pro zadní pohon (3.49) (3.50) Při pohonu obou náprav, kdy a zadní nápravě podle rovnice 3.46 a 3.47 je součet obvodových sil na přední 26

27 (3.51) Obvodová síla na přední nápravě v případě pohonu zadních kol je dle 3.46 (3.52), kde [N] valivý odpor přední nápravy. Na nepoháněné nápravě je tedy obvodová síla dána součtem síly setrvačné a valivého odporu. Při opětovném předpokladu, že,. Na hnací nápravě je obvodová síla podle rovnice 3.47 a 3.48 (3.53), kde [N] valivý odpor zadní nápravy. Obvodová síla na poháněné nápravě je určena odporem stoupání, odporem vzduchu, posuvnou setrvačnou sílou a vodorovnou reakcí přední nápravy. Obvodová síla na zadní nápravě není závislá na setrvačné síle ani na valivém odporu zadní nápravy. U vozidla s pohonem předních kol je obvodová síla na přední nápravu (3.54) a na zadní (3.55) 27

28 Při známé velikosti radiálních reakcí náprav a obvodových sil lze z podmínky posoudit jestli při daném jízdním stavu nastane prokluz hnacích kol. 3.5 Výpočet jízdních mezí Podle obr. 11 je možné určit vliv součinitele přilnavosti na maximální neboli adhezní stoupavost a maximální zrychlení při rozjezdu. Přitom uvažujeme hnací síly působící na obvodě kol (3.56), kde a jsou hnací momenty přiváděné na kola, tedy (3.57) a kde [N] hnací síla na předních kolech [N] hnací síla na zadních kolech. Při jízdě do svahu nízkou rychlostí je vzdušný odpor, a pokud je rychlost konstantní, tak i odpor zrychlení. Hnací síla tedy překonává pouze odpor stoupání a valivý odpor. (3.58) Přilnavost omezuje hnací síly Při pohonu obou náprav z rovnice 3.58 a 3.59 vyplývá (3.59), (3.60) a jelikož dle obr. 11 je součet reakcí, tak platí (3.61) Největší možný úhel svahu, který vozidlo s pohonem 4x4 dokáže překonat bez prokluzu kol je dán vztahem (3.62) 28

29 Pro vozidlo s poháněnou přední nápravou Radiální reakce přední nápravy dle obr. 11 (3.63) (3.64) Předpoklad 3.60 pro vozidlo s pohonem přední nápravy je. (3.65) Po dosazení za do rovnice 3.65 rovnici 3.64 získáme úhel svahu (3.66) Pro vozidlo s poháněnou zadní nápravou Radiální reakce zadní nápravy dle obr. 11 (3.67) (3.68) a z předpokladu 3.60 je úhel svahu (3.69) (3.70) Při porovnání rovnic 3.62, 3.66 a 3.70 zjistíme, že nejmenší stoupavost má vůz s poháněnou přední nápravou a největší stoupavost vozidlo s poháněnou zadní nápravou. Pokud se vozidlo rozjíždí na rovině lze tedy zanedbat vzdušný odpor. Hnací síla překonává jen odpor valení a odpor zrychlení. (3.71) 29

30 Pro maximální přenos zrychlení při rozjezdu platí předpoklad 3.59, tudíž pro vozidlo s pohonem 4x4, kdy, platí (3.72) neboli (3.73) Radiální reakce vzniklé na nápravách vozidla při rozjezdu dle obr. 11 jsou (3.74) Z hlediska přilnavosti vozidlo s pohonem předních kol musí splnit podmínku (3.75) Maximální zrychlení při rozjezdu je tedy z rovnice 3.74 a 3.75 (3.76) Pro vozidlo s pohonem zadních kol platí při rozjíždění předpoklad (3.77) a z rovnice 3.74 získáme (3.78) Největší zrychlení má vozidlo s pohonem všech kol, pak se zadním pohonem a vozidlo s pohonem předních kol má zrychlení nejmenší. Srovnáním jízdních mezí dostáváme (3.79) 30

31 Obr. 11: K výpočtu jízdních mezí [3] 31

32 4 KONSTRUKCE POHONU VŠECH KOL U vozidel vybavených pohonem 4x4 bez ohledu na typ se využívá konstrukčních dílů jako je rozvodovka, diferenciál a rozdělovací převodovka a to bez ohledu na jejich pojetí pohonu. 4.1 Rozvodovky Rozvodovka je tvořena stálým převodem hnací nápravy a diferenciálem. Oboje je uloženo ve skříni rozvodovky. Úkolem stalého převodu je zvětšení a přenos momentu od převodovky na hnací kola. Účelem diferenciálu je vyrovnání obvodové rychlosti při zatáčení a rozdělení točivého momentu na obě kola. V případě, že vozidlo má poháněno více náprav, musí se mezi převodovku a rozvodovku umístit rozdělovací převodovka. [4] Stálý převod hnací nápravy Rozeznáváme několik druhů stálého převodu a to s kuželovými ozubenými koly, s kuželovými a čelními ozubenými koly a s čelními ozubenými koly. Stálý převod s kuželovými ozubenými koly lze dále rozdělit na jednoduchý jednostranný převod, který má pouze jeden pastorek a jedno talířové kolo nebo na jednoduchý dvoustranný převod s dvěma páry kuželových kol (pastorek a talířové kolo). Diferenciál je umístěn před stálý převod. Dvoustranný převod rozlišujeme na souosý a nesouosý. Souosý, kdy oba pastorky a obě talířová kola mají stejný převod, ale jiné průměry a hnací hřídele jsou v jedné ose. Nesouosý se stejnými rozměry obou párů kuželových kol a s přesazenými hřídelemi. Stálý převod s kuželovými a čelními ozubenými koly existuje buď jako dvojnásobný sloučený převod nebo dvojnásobný dvoustranný převod. Dvojnásobný sloučený převod je tvořen kuželovým a čelním převodem umístěnými před diferenciálem. Stálý převod s čelními ozubenými koly rozeznáváme jako jednoduchý jednostranný tvořený jedním čelním soukolím uloženým před diferenciálem a dvojnásobný jednostranný převod s dvěma čelními ozubenými soukolími. Obě uloženy před diferenciálem. 32

33 Dále také rozlišujeme stálý převod s nevyoseným nebo s vyoseným hypoidním soukolím. U nevyoseného leží osa pastorku a talířového kola v jedné rovině a hypoidní mimoběžně. Hypoidní soukolí se používá více. [5] Obr. 12: Kuželový stálý převod s různoběžnými osami pastorku a talířového kola [5] Obr. 13: Kuželový stálý převod s mimoběžnými osami pastorku a talířového kola (hypoidní) [5] Diferenciály Při zatáčení vozidla vnější kolo opisuje delší dráhu než kolo vnitřní. Rozdílnou dráhu mohou hnací kola vykonávat i při nerovnostech na vozovce, při různém zatížení kol nebo při rozdílném tlaku v pneumatikách. Pokud je rozdílná dráha hnacích kol, musí být rozdílné také i otáčky jinak by docházelo k prokluzu kol. Rozdílné otáčky hnacích kol umožňuje diferenciál. Ten také slouží k rozložení točivého momentu na obě hnací kola v poměru 50%: 50%. Nejčastěji využívané diferenciály jsou kuželové a čelní. Kuželový diferenciál se skládá z pastorku, který je v záběru s talířovým kolem, k talířovému kolu je přidělaná klec diferenciálu. Čep satelitů je pevně spojen s klecí a jsou na něm otočně kuželová kola tzv. satelity. Obě centrální kola jsou ve stálém záběru se satelity. Jedno centrální neboli planetové kolo je spojeno s hnací hřídelí pravého kola a druhé s hnací hřídelí kola levého. V případě jízdy v přímém směru se obě hnací kola pohybují po stejné dráze a jejich otáčky jsou shodné. Z pastorku přechází točivý moment na talířové kolo, společně s ním se otáčí i klec diferenciálu a satelity. Satelity zastávají funkci zubové spojky mezi centrálními koly a klecí. Satelity obíhají kolem osy stejnými otáčkami jako klec. Přes hnací hřídele se točivý moment od centrálních kol rozděluje na kola vozidla. Planetová kola mají stejné otáčky jako klec diferenciálu. Při jízdě v zatáčce se kola jedoucí po kratší dráze začne zpomalovat. Tím se zpomalí i hnací hřídel kola a příslušné planetové kolo. Satelity se začnou otáčet po zpomaleném centrálním kole. Druhé centrální kolo je satelity urychleno a s ním i hnací hřídel a vnější kolo. Satelity konají jak pohyb oběžný, tak i otáčivý. Vnější kolo se zrychlí o to, co se vnitřní kolo zpomalí. [6] 33

34 Obr. 14: Schéma kuželového diferenciálu s kuželovým stálým převodem rozvodovky [6] Čelní diferenciál tvoří klec, která je poháněná od stálého převodu. V ní jsou čepy čelních satelitů s přímým ozubením. Centrální kola jsou v záběru se satelity a spojeny s hnacími hřídeli. Jedná polovina satelitů je v záběru s jedním planetovým kolem a druhá polovina s druhým planetovým kolem. Princip čelního diferenciálu je shodný s kuželovým diferenciálem. [6] Obr. 15: Schéma čelního diferenciálu [6] Závěr diferenciálu slouží k vyřazení činnosti diferenciálu, především při rozjezdu na kluzké silnici, na ledě nebo blátě. Při jízdě po vozovce s dobrou adhezí musí být závěr vypnut. Nastane- li stav, že prokluzující kolo se otáčí dvojnásobnými otáčkami a druhé kolo se neotáčí, je nutno vyloučit z činnosti diferenciál, aby došlo k vyproštění vozidla. K tomu se u terénních a nákladních vozidel využívá závěr diferenciálu. Závěr diferenciálu je ovládán buď mechanicky, nebo elektropneumaticky a znehybňuje 34

35 centrální kolo tedy i hnací hřídel kola vůči diferenciálu. K vyřazení se používá například zubová spojka. Pomocí vnitřního ozubení posuvné objímky a vnějšího ozubení jádra zubové spojky je pevně propojen hnací hřídel pravého kola a klec diferenciálu. To zabrání odvalování satelitů po centrálním kole. Obě planetová kola mají shodné otáčky za všech situací a diferenciál má 100% svornost. Obr. 16: Závěr diferenciálu se zubovou spojkou [6] Diferenciály s omezenou svorností (samosvorné diferenciály) se využívají u některých osobních automobilů kvůli tomu, že obsluhování závěru diferenciálu znesnadňuje řízení vozidla. Samosvorný diferenciál plní stejnou funkci jako kuželový nebo čelní, ale v případě, že jedno kolo začne prokluzovat nebo se otáčet o hodně rychleji než druhé, dojde ke zvýšení tření. To dovolí jen malý rozdíl mezi otáčkami hnacích kol a brání tak vzájemnému volnému protáčení kol. Více točivého momentu je předáváno neprokluzujícímu kolu. Nejvíce se využívají samosvorné diferenciály s lamelovou spojkou a šnekové diferenciály Torsen. [6] 4.2 Rozdělovací převodovka U vozidla s několika hnacími nápravami je vždy nutné použít rozdělovací převodovku. Jejím účelem je rozdělit točivý moment z převodovky na hnací nápravy. Dvoustupňovou rozdělovací převodovkou lze zvýšit počet rychlostních stupňů od základní převodovky vozidla. Točivý moment na jednotlivé hnací nápravy nemusí být rozložen v poměru 50%:50%. Podle toho jak je uspořádán planetový 35

36 mezinápravový diferenciál může být točivý moment rozdělen na přední a zadní nápravu v různých poměrech. Existují dva obvyklé typy uspořádání a to rozdělovací převodovka bez mezinápravového diferenciálu nebo s mezinápravovým diferenciálem. Bez mezinápravového diferenciálu je trvale poháněna pouze jedna náprava a druhá se připojuje podle potřeby. S mezinápravovým diferenciálem jsou obě nápravy poháněny permanentně. [5] Rozdělovací převodovku můžeme dále rozdělit na jednostupňovou, která je trvalé zaplá a je vybavena uzávěrkou mezinápravového diferenciálu. Druhým typem je dvoustupňová rozdělovací převodovka se silničním a terénním stupněm. [7] Obr. 17: Dvoustupňová rozdělovací převodovka s mezinápravovým diferenciálem [5] 36

37 5 KONCEPCE POHONU VŠECH KOL U pohonu všech kol rozeznáváme několik druhů a to trvalý pohon všech kol, samočinně připojitelný a manuálně přiřaditelný pohon druhé nápravy. U trvalého pohonu všech kol jsou nápravy propojeny viskózní spojkou nebo mezinápravovým diferenciálem. Samočinně připojitelný pohon druhé nápravy může být řešen mezinápravovou rozvodovkou Viscomatic, mezinápravovou spojkou Haldex anebo elektronicky řízenou lamelovou spojkou. Manuálně přiřaditelný pohon druhé nápravy využívá uzávěrku diferenciálu. Poměrně novinkou je pohon všech kol prostřednictvím hybridního pohonu. Tedy kdy pohon náprav je řešen kombinací spalovacího motoru a elektromotoru. 5.1 Permanentní pohon všech kol U tohoto řešení jsou trvalé poháněna všechna čtyři kola. Bývá zde využíván mezinápravový centrální diferenciál, který slouží k rozdělení točivého momentu v poměru 50 : 50 % na jednotlivé nápravy. Přední kola se při jízdě v zatáčce otáčí rychleji než zadní vzhledem k většímu poloměru zatáčení, aby nedocházelo k pnutí hnacího ústrojí, musí se využívat centrální diferenciál. Vyrovnává tedy rozdílné otáčky mezi koly. Výkon se předává ideálně na jednotlivá kola, což zlepšuje trakci a zvyšuje bezpečnost. K zablokování diferenciálu zadní nápravy a centrálního se využívá viskózní spojka nebo diferenciál s uzávěrkou. Zablokování se používá v případě, že dojde k prokluzu kol. K tomuto účelu nejčastěji slouží šnekový diferenciál Torsen. [7] Obr. 18: Rozdílné poloměry zatáčení jednotlivých kol [7] 37

38 5.1.1 Viskózní spojka Viskózní spojka je tvoření hnací skříní vyrobené z hliníkové slitiny, která má vevnitř axiální drážky, těmi jsou poháněny vnější hnací lamely. Hnaný výstupní hřídel unáší vnitřní hnané lamely, které jsou uloženy na axiálních drážkách hřídele. Hnací a hnané lamely jsou uloženy střídavě. Utěsnění spojky je zajištěno silikonovým olejem, kterým je naplněna. Se zvyšující teplotou se zvyšuje viskozita oleje. V automobilech s pohonem 4x4 viskózní spojka zastává funkci samosvorného mezinápravového diferenciálu. V případě jízdy v přímém směru a dostatečné přilnavosti se hnací a hnané lamely otáčejí se stejnými otáčkami. Viskózní spojka se otáčí jako celek a systém se chová jako tuhý pohon všech kol. Pokud jsou otáčky hnací a hnané lamely odlišné je narušena soudržnost oleje. Ten se nakonec přeruší mezi lamelami a dojde ke kapalinovému tření. Při jiných otáčkách přední a zadní nápravy začne viskózní spojka pracovat. Při zatáčení se tedy přední kola pohybují po větším poloměru než zadní, klec diferenciálu přední nápravy se proto otáčí rychleji jak klec zadní nápravy. Viskózní spojka pracující jako mezinápravový diferenciál umožní rozdílné otáčky. Viskózní spojka vlivem vysoké viskozity oleje má větší odpor než klasický mezinápravový diferenciál, to způsobuje větší namáhání a opotřebení pneumatik. [5] Obr. 19: Částečný řez viskózní spojkou [5] 38

39 5.1.2 Diferenciál Torsen Diferenciál Torsen je samosvorný diferenciál, který využívá šnekové převodové ústrojí. Součástí převodového ústrojí jsou šneková kola a šneky. [8] Klec diferenciálu je poháněna talířovým kolem stalého převodu. Na čepech v kleci diferenciálu se otáčí šest šnekových kol. Na šnekových kolech jsou připevněna čelní ozubená kola. V záběru jsou vždy čelní ozubená kola dvou paralelních šnekových kol. Šneková kola rovnoměrně rozložená po obvodě zabírají se šnekem. Šneky jsou duté, uvnitř mají drážkování, na kterém je nasunut hřídel diferenciálu. V přímém směru a při dobré adhezi se diferenciál otáčí jako celek. Při zatáčení mají oba výstupní šneky tendenci se otáčet odlišnými otáčkami a roztáčet šneková kola, která jsou s nimi v záběru různými otáčkami. Dochází k vzájemnému odvalování čelních ozubených kol spojujících paralelně šneková kola. Zatížené jednotlivé části se otáčejí různými otáčkami. Dojde k nerovnoměrnému rozdělení točivého momentu na výstupy. [2] Obr. 20: Diferenciál Torsen [8] 39

40 5.2 Samočinně připojitelný pohon Permanentní pohon všech kol viskózní spojkou je jednoduché řešení, které přenáší točivý moment na kola s lepší adhezí. Má však své nevýhody mezi, které patří například omezení točivého momentu na zadní kola. Systém nedokáže poznat, zda došlo k prokluzu kvůli snížení přilnavosti nebo příliš rychlou jízdou zatáčkou. Hlavní problém je v komplikované spolupráci viskózní spojky s ABS (z aj. Anti-lock Brake System), ASR (z aj. Anti-Slip Regulation) a ESP (z aj. Electronic Stability Program). Pro tyto nedostatky začaly být používány systémy s elektronickou regulací propojení kol. Mezi ně spadá mezinápravová rozvodovka Viscomatic a mezinápravová spojka Haldex. [6] Mezinápravová rozvodovka Viscomatic Mezinápravová rozvodovka Viscomatic se skládá z planetového převodu a hydrostaticky ovládané viskózní spojky. Na vstupu do Viscomatic může být zubová spojka, ta se využívá, chceme-li pohon pouze jedné nápravy. Pokud je zubová spojka rozpojena je Viscomatic odpojen. Výkon od zubové spojky je přenášen hřídelem spojeným pevně s unášečem planetového převodu. Planetový převod se skládá z planetového kola, unášeče, satelitů a korunového kola. Vnitřní lamely jsou spojeny s planetovým kolem a vnější lamely s pevnou skříní systému. Viskózní spojka funguje jako viskózní brzda planetového kola. Výkon proudí od unášeče ke korunovému kolu. Viskózní spojka přibrzdí planetového kolo a tím rozhodne o točivém momentu respektive výkonu druhé nápravy. [2] Obr. 21: Schéma Viscomatic [2] 40

41 V případě odbrzdění centrálního kola dojde k přenesení hnacího momentu kapalinovým třením. To zajišťuje silikonový olej, kterým je naplněn prostor spojky. Většina momentu je přenášena na přední nápravu. Na zadní nápravu se hnací moment mění plynule od 0 % do 100 %, kdy 0 % je pohon jen přední nápravy a 100 % jen zadní nápravy. Plynulá regulace je dána změnou mezery mezi vnějšími a vnitřními lamelami od 0,15 mm až 0,5 mm. Vzdálenost mezi lamelami závisí na změně objemu skříně spojky, ta je způsobena hydrostaticky ovládaným pístem. Zásobník tlaku dovoluje regulaci tlaku v řídicím obvodu elektromagnetickým ventilem řízeným elektronickou řídicí jednotkou (ECU). Při konstantní rychlosti na suché silnici se hnací moment rozděluje na obě nápravy v poměru zatížení náprav. Poměr hnacího momentu se nemění při natočení kol, kdy rozdíl otáček překročí naprogramovanou hranici. Větší část hnacího momentu při mírném brzdění se předává na přední kola a zadní pohon se neodpojuje, kvůli přenosu brzdícího účinku na všechny kola. Zadní pohon kol je přerušen až při intenzivním brzdění. [6] Obr. 22: Schéma pohonu 4x4 vybaveného systémem Viscomatic [6] 41

42 5.2.2 Mezinápravová spojka Haldex Jedná se o samočinně elektronicky řízené řazení pohonu jedné z náprav, které bylo vyvinutou švédskou společností Haldex. Poprvé byl představen v roce 1998 v automobilech VW Golf 4 Motion a Audi TT Coupé Quatro. [2] Jednotka Haldex je uložena před rozvodovku zadní nápravy a spojena se spojovacím hřídelem. Srdcem jednotky Haldex je lamelová spojka vyplněná olejem. K propojení lamel dojde zvýšením tlaku oleje ve skříni. S rostoucím tlakem tedy roste výstupní točivý moment. Tlak je vytvořen dvě axiálními pístovými čerpadly, ty jsou poháněny axiálním vačkovým kotoučem zakončeným výstupním hřídelem. V tělese spojky jsou uloženy prstencové pístky. Čerpadla jsou zapnuta pouze pokud, otáčky vstupní a výstupní hřídele nejsou stejné. Tehdy je totiž nutné rozdělení točivého momentu a připojení zadní nápravy. Jakmile tedy dojde k rozdílu otáček hřídelů, začnou být poháněny dva prstencové pístky, ty čerpají olej k pracovnímu pístu, který působí na lamelovou spojku. V případě stejných otáček vstupní a výstupní hřídele lamelová spojka nepřenáší točivý moment. Regulační ventily ovládané signály z elektronické řídicí jednotky řídí celý systém. [2,5] Informace jako otáčky kol, poloha akceleračního pedálu, otáčky motoru, činnost ABS a ASR vyhodnocuje řídicí jednotka. Tyto informace získává řídicí jednotka od datové sběrnice CAN Bus. Informace jsou základem pro regulaci hodnoty a průběhu hydraulického tlaku, který působí na lamely spojky. [5] Velikost síly na lamelovou spojku, tedy i velikost točivého momentu na zadní kola je také ovlivněna tlakovým regulačním ventilem. Ten je ovládán krokovým motorem řízeným řídicí jednotkou. [2] Obr. 23: Řez lamelovou spojkou Haldex [5] 42

43 V roce 2002 vznikla druhá generace Haldex ta se lišila od první v záměně tlakového ventilu ovládaného krokovým motorem za proporciální solenoid ovládaný ventilem. Pro zpětnou vazbu bylo navíc namontováno čidlo tlaku. V roce 2004 byla představena třetí generace. Lišila se integrací zpětného ventilu k čerpadlu pro zajištění stalého tlaku v soustavě. Tím byl zajištěn stálý přívod hnacího momentu k zadní nápravě. Poslední čtvrtá generace vznikla v roce 2007, zde chybí axiální vačkový kotouč i axiální pístky. Systém je jednodušší a skládá se z vícelamelové spojky, pracovního pístu s talířovou pružinou, elektrického čerpadla, olejového filtru, tlakového zásobníku, řídícího ventilu a elektronické řídicí jednotky. [2] Obr. 24: Schémá spojky Haldex IV. generace [2] Pokud otáčky motoru přesáhnou 400 1/min aktivuje se čerpadlo a začne dopravovat olej do tlakového zásobníku. Otevřením řídícího ventilu je možné olej ihned přepustit ze zásobníku k ovládacímu pístu spojky. Elektromagneticky ovládaný řídící ventil řídí velikost tlaku působícího na ovládací píst. O otevření ventilu rozhoduje elektronická řídicí jednotka Haldex na základě informací z řídicí jednotky motoru, ABS, snímače natočení volantu a snímačů zrychlení. Podmínkou pro aktivaci systému Haldex IV. generace již není pouze prokluz kol jedné nápravy, ale také i pokud při rozjezdu je zadní náprava zatížena a je vyžadován větší točivý moment na zadních kolech. 43

44 Řídící ventil se uzavře a tlak na lamely může být maximální. Oproti tomu při brzdění je spojka otevřená, protože točivý moment není potřeba. Při rychlejší jízdě v nekritické situaci není na zadní nápravě téměř žádný točivý moment. Dle aktuální potřeby je regulován tlak na pracovní píst. V případě kritické situace udávají míru sepnutí spojky signály z řídicí jednotky ABS. Spojka je rozpojena při aktivaci ABS a sepnuta při ESP. [2] Elektronicky řízená lamelová spojka Systém pohonu všech kol xdrive automobilky BMW využívá elektronicky řízenou lamelovou spojku. Systém umožňuje připojení přední nápravy k zadní nápravě. Na základě aktuálních podmínek elektronická řídicí jednotka upravuje rozdělení točivého momentu na přední a zadní nápravu. Základem je rozdělení sil v poměru přední:zadní 40:60. Podle jízdní situace může být na přední nápravě až 75 % hnacích sil. Lamelová spojka umí sepnout za čas menší než 0,1 sekundy. XDrive spolupracuje se systém DSC (z aj. Dynamic Stability Control). DSC je systém elektronické regulace jízdní stability, jedná se o obdobu systému ESP. Systém xdrive využívá informace z DSC, například ze snímače příčného zrychlení a snímače sledování velikosti úhlu natočení volantu. Tyto informace společně s údaji o rychlosti, akceleraci a údaji motoru slouží k dokonalému rozdělení sil mezi nápravy. [14, 15] 5.3 Manuálně přiřaditelný pohon druhé nápravy Manuálně připojitelný pohon všech kol se využívá většinou u vozidel vhodných do terénu. Vozy s touto koncepcí pohonu bývají vybaveny rozdělovací převodovkou. Z té je hnací moment předáván diferenciálu přední a zadní nápravy. Rozdělovací převodovka je složena z dvoustupňové předlohy pro terénní a silniční převod a separátního zapojení pohonu předních kol. Z toho jsou vyvozeny tři možnosti a to silniční převod s pohonem pouze zadních kol, silniční převod s předním a zadním pohonem a terénní převod s předním a zadním pohonem. Při běžných podmínkách je vozidlo poháněnou jen jednou nápravou. V případě zařazení pohonu všech kol dojde k pevnému propojení přední a zadní nápravy. [6, 7] Hnací moment je rozdělen na nápravy v poměru 1:1, pokud je využita rozdělovací převodovka s kuželovým diferenciálem. Hnací moment lze dělit nerovnoměrně pomocí planetového diferenciálu. Pokud není použit mezinápravový diferenciál, nejsou 44

45 vyrovnány rozdílné otáčky přední a zadní nápravy. To má nevýhodu ve vyšším namáhání kloubových hřídelů, tím dojde ke zhoršení jízdních vlastností a k většímu opotřebení pneumatik. K částečnému odstranění těchto nevýhod se využívá volnoběžka umístěná v kolech připojené hnací nápravy. Tento typ pohonu bývá využit především u terénních vozidel. [6] Závěr diferenciálu Závěr diferenciálu se využívá pro těžká vozidla a vozidla, která se používají v terénu. Klasický diferenciál rozděluje točivý moment stejnosměrně na obě kola za jakýchkoliv podmínek. Pokud se jedno z kol hnací nápravy dostane na místo se špatnou adhezí, začne prokluzovat. Hnací síla nestačí pro vyproštění vozidla. Vozidlo stojí a prokluzující kolo má dvojnásobné otáčky než skříň diferenciálu. Tato nevýhoda je odstraněna závěrem diferenciálu. Ten zablokuje planetová kola a diferenciál se začne otáčet jako celek. V případě prokluzu jednoho kola se veškerý točivý moment přenese na kolo, které spočívá na tvrdém povrchu. Tím je vyvinuta hnací síla dostačující pro vyproštění vozu. Závěr musí být po té vyřazen, jinak by vůz měl vlastnosti jako bez diferenciálu. K zablokování diferenciálu bývá využívána například přesuvná objímka. Objímka se přesune po drážkách na jednom hnacím hřídeli. Po přesunutí objímka spojuje pevně klec diferenciálu a planetové kolo. Tím dojde k vyřazení diferenciálu z činnosti. [7] Obr. 25: Kuželový diferenciál s uzávěrkou: 1 - skříň diferenciálu, 2 - posuvná objímka, 3 - boční hnací hřídel [7] 45

46 5.4 Hybridní pohon všech kol Další možností pohonu všech kol je řešení hybridní. Hybridní pohon kombinuje zážehový či vznětový motor s elektromotorem. Každá automobilka využívá jiné východisko pro pohon 4x4. Kvůli velkému množství řešení hybridního pohonu všech kol byly vybrány tři zástupci Mitsubishi Outlander PHEV Mitsubishi Outlander PHEV je plug-in hybridní automobil s pohonem všech kol. Označení plug-in hybrid znamená možnost dobíjení baterie připojením k elektrickému zdroji. Tento typ hybridů může být poháněn jak čistě elektromotorem, tak spalovacím motorem nebo jejich kombinací. [16] Outlander ke svému pohonu využívá zážehový motor a dva elektromotory, na každé nápravě jeden. Pod podlahou vozu jsou umístěny baterie. Nabízí tři režimy pohonu, které se aktivují automaticky. V první režimu je vůz poháněn elektromotory na přední a zadní nápravě, jedná se tedy o čistě elektrický režim a vozidlo má stálý elektrický pohon všech kol. Druhým je sériový hybridní režim, v tomto režimu je auto poháněno oběma elektromotory a spalovací motor pohání generátor, který dobíjí akumulátor. Posledním je paralelní hybridní režim, kdy vozidlo pohání spalovací motor a zadní elektromotor. [17] Obr. 26: Mitsubishi Outlander PHEV komponenty (PDU z aj. power drive unit, MCU z aj. motor control unit) [18] Toyota RAV 4 Toyota RAV 4 má celkem čtyři motory z toho tři jsou využity pro pohon a jeden jako generátor, který rekuperuje elektrickou energii při brzdění. Vpředu je spalovací 46

47 motor a dva elektromotory a vzadu jeden elektromotor. Jeden z předních elektromotorů je právě využit pouze jako generátor. [19] RAV 4 má stálý pohon všech kol s integrovaným systémem jízdní dynamiky (IDDS). IDDS je systém vysokorychlostního interaktivního řízení, který slaďuje spolupráci systému řízení točivého momentu, systému řízení stability a elektrického posilovače řízení. Systém řízení točivého momentu upravuje točivý moment mezi předními a zadními koly pomocí elektromagnetické spojky uložené před diferenciálem zadní nápravy. Za normálních podmínek jsou poháněna pouze přední kola, tedy 100 % točivého momentu je na přední nápravě. V případě potřeby může být točivý moment rozdělen v poměru 50:50 % mezi přední a zadní nápravou. [20] Peugeot 308 R hybrid Peugeot 308 R využívá zážehového pohonu plug-in. Pohonná jednotka je tvořena třemi zdroji energie, každý zdroj může pohánět vozidlo nezávisle na ostatních. Na přední nápravě je zážehový motor a elektromotor a na zadní nápravě další elektromotor. [21] Řidič sám má možnost zvolit si ze čtyř jízdních režimů. Režim Hot Lap, využívá všechny tři zdroje energie a vozidlo tak dosahuje nejvyššího výkonu. Režim Sport využívá především zážehový motor a zadní elektromotor. Přední elektromotor napomáhá při akceleraci. V režimu Road je přední elektromotor vypnut, používá se především zážehový motor, kterému pomáhá zadní elektromotor při zrychlení. Poslední režim ZEV je čistě elektrický, kdy vůz pohání zadní elektromotor a v závislosti na tlaku vyvíjeném řidičem na akcelerační pedál se připojuje přední elektromotor. [22] Obr. 27: Součásti hybridního zážehového plug-in pohonu Peugeot 308 R [21] 47

48 6 METODIKA MĚŘENÍ A ZPRACOVÁNÍ VÝSLEDKŮ V rámci diplomové práce bylo provedeno měření na vozidle Škoda Superb 4x4 TDI. Pro srovnání Škody Superb se samočinně připojitelným pohonem všech kol konkrétně Haldex spojkou bylo provedeno měření i na vozidle Mitsubishi Lancer Evo VIII, které má permanentní pohon všech kol. Měření se uskutečnilo ve vozidlové zkušebně Ústavu techniky a automobilové dopravy v Brně na vozidlovém dynamometru pro osobní automobily. Byl proveden kalibrační test pro určení pasivních ztrát pro zkoušky brzd a výkonová zkouška. Testy byly třikrát opakovány kvůli statistické průkaznosti. 6.1 Měřená vozidla Měřené vozidlo Škoda Superb TDI s pohonem všech kol bylo zapůjčeno Mendelovou univerzitou. V průběhu měření byly na vozidlo použity rozměry pneumatik odpovídající rozměrům uvedenými výrobci v technickém průkazu. Jedná se o pneumatiky 225/45 R17 94W. Přední pneumatiky byly nahuštěny na tlak 260 kpa a zadní na 320 kpa. Tab. 2: Technická data automobilu Škoda Superb [11] Celkové rozměry Délka 4838 mm Šířka 1817 mm Výška 1462 mm Rozvor 2761 mm Celková přípustná hmotnost 2210 kg Pohotovostní hmotnost 1590 kg Motor Výkon 125 kw při 4200 min -1 Nejvyšší točivý moment 350 Nm při min -1 Počet válců / zdvihový objem 4 / 1968 cm 3 Typ motoru vznětový Z vozidla byl odstraněn přední a zadní nárazník, místo nich byla namontována konstrukce pro uchycení na válcích. Vozidlo se ukotvilo pomocí ocelových konstrukcí 48

49 umístěných vpředu a vzadu ve zkušebně, ty jsou opatřeny polštáři. Tím je zajištěno vozidlo proti sjetí z válců. Chlazení vozu je zajištěno ventilátorem umístěným před automobilem. Na výfuk se umístilo zařízení pro odvod spalin. Obr. 28: Zkoušené vozidlo Škoda Superb upevněné na válcové zkušebně, Zdroj: Autor práce Měřené vozidlo Mitsubishi Lancer Evo s permanentním pohonem všech kol, bylo ukotveno pomocí úvazků v kotvících drážkách umístěných v podlaze zkušebny. Na vozidle byly použity pneumatiky 235/45 R17 94W udávané výrobci v technickém průkaze. Před začátkem měření byly nahuštěny na požadovaný tlak, přední kola na 220 kpa a zadní na 190 kpa. Před automobilem byl umístěn ventilátor kvůli chlazení a na výfuk zařízení pro odvod spalin. Obr. 29: Zkoušené vozidlo Mitsubishi Lancer Evo upevněné na válcové zkušebně, Zdroj: Autor práce 49

50 Tab. 3: Technická data automobilu Mitsubishi Lancer Evo VIII [23] Celkové rozměry Délka 4490 mm Šířka 1770 mm Výška 1450 mm Rozvor 2625 mm Celková přípustná hmotnost 1885 kg Pohotovostní hmotnost 1470 kg Motor Výkon 195 kw při 6500 min -1 Nejvyšší točivý moment 355 Nm při 3500 min -1 Počet válců / zdvihový objem 4 / 1997 cm 3 Typ motoru zážehový 6.2 Konstrukce vozidlového dynamometru pro osobní automobily Měření bylo provedeno na vozidlovém dynamometru 4VDM E120-D. Konstrukce dynamometru je tvořena tuhými rámy, kde jsou ložiska válců, stojinami a rámy s elektrickými dynamometry. Základní bloky os jsou tvořeny těmito rámy a stojinami. Na základě rozvoru lze nastavit blok zadní osy, který je posuvný na rozdíl od bloku přední osy, který je pevný. Levý a pravý válec je spojen elektricky ovládanou spojkou. Válce s dynamometry jsou propojeny ozubenými řemeny. Na každém válci se nachází pneumaticky ovládána brzda, ta slouží pro najetí vozidla a bezpečnostní brzdění. Dále na každém válci je pneumaticky ovládané nájezdové, středící zařízení a měřící rolny s odsuvným krytem. Základní rám je zalitý betonem na dně montážní jámy, na něm je upevněna konstrukce z ocelových profilů, na kterých jsou obě osy. Okolo montážní jámy jsou v podlaze umístěny kotvící drážky, které slouží k upevnění vozidla. Celá plocha se kryje ocelovými krycími plechy. Před vozidlo se umisťuje ventilátor kvůli chlazení, ten je připojen pohyblivým přívodem do zásuvky, která se ovládá klávesnicí z vozu. Podstatná je také vzduchotechniky a spalinové hospodářství zkušebny. Podtlak v místnosti je možné měnit od 5 do 300 Pa. Maximální výměna množství vzduchu může 50

51 být až m 3.h -1. Množství výfukových plynů lze řídit buď ručně, nebo v souvislosti s odebíraným výkonem motoru a to maximálně do m 3.h -1. [12] Obr. 30: Vozidlový dynamometr [12] Tab. 4: Mechanické vlastnosti dynamometru 4VDM E120-D [12] Maximální zkušební rychlost 200 km.h -1 Maximální výkon na nápravu 240 kw Maximální hmotnost na nápravu 2000 kg Průměr válců 1,2 m Šířka válců 600 mm Mezera mezi válci 900 mm Povrch válců Zdrsnění RAA 1,6 Setrvačná hmotnost válců (každá náprava) 1130 kg Minimální rozvor 2000 mm Maximální rozvor 3500 mm Zatížitelnost krytí v místě jízdy 2000 kg Zatížitelnost krytí v místě chůze 500 kg Tlakový vzduch min. 4 bary Rozsah měření rychlosti 0 až 200 km.h -1 Rozsah měření sil 4 5 kn 51

52 Přesnost měření rychlosti 0,01 km.h -1 Přesnost měření sil 0,25 % Přesnost regulace rychlosti 0,1 % Přesnost regulace síly 0,5 % 6.3 Vlastní měření Na měřeném vozidle Škoda Superb byl ve zkušebně Mendelovy univerzity proveden test pro určení pasivních ztrát pro zkoušku brzd. V této práci bylo sledováno, jak se mění pasivní ztráty při změně zatížení. Tato zkouška určuje pasivní ztráty samostatně pro každé kolo. Dále byla provedena výkonová zkouška při třech rychlostech 60, 85 a 105 km/h. Zkoušky byly třikrát opakovány, aby měření byla průkazná. U testů byly měřeny tři varianty a to vozidle pouze s řidičem, vozidlo s řidičem a spolujezdcem a vozidlo obsazené čtyřmi osobami. Před začátkem měření byla zkušebna zahřátá. Tab. 5: Tři varianty zatížení Varianta 1 Řidič Řidič +1 Řidič +3 Hmotnost: 105 kg Varianta 2 Hmotnost: = 225 kg Varianta 3 Hmotnost: = 381 kg Na měřeném vozidle Mitsubishi Lancer Evo byla také provedena kalibrační zkouška pro určení pasivních ztrát pro zkoušky brzd a výkonová zkouška. Každá zkouška byla třikrát opakována. U vozidla Mitsubishi Lancer Evo byla měřena pouze varianta 2, tedy obsazení vozidla řidičem a spolujezdcem. Toto měření slouží k porovnání s vozem Škoda Superb, které má Haldex spojku na rozdíl od Mitsubishi Lancer Evo, které má permanentní pohon všech kol. 6.4 Tabulky naměřených dat a grafické zpracování Škoda Superb V následujících tabulkách jsou uvedeny zprůměrovaná data ze třech opakování měření. Data pro vozidlo Škoda Superb jsou uspořádaná dle tří variant v tab

53 U kalibračního testu pro určení pasivních ztrát pro zkoušky brzd jsou data rozdělena do tabulek pro každé kolo zvlášť, tedy LP, PP, LZ a PZ kolo, tzn. levé přední, pravé přední, levé zadní a pravé zadní kolo. Je zde uveden také ztrátový výkon, který byl dopočítán. Tab. 6: Naměřená data pro určení pasivních ztrát pro zkoušky brzd pro levé a pravé přední kolo, varianta 1 LP kolo PP kolo rychlost [km.h -1 ] pasivní odpor [kn] ztrátový výkon [kw] pasivní odpor [kn] ztrátový výkon [kw] 40,0 0,133 1,478 0,122 1,356 60,0 0,134 2,225 0,128 2,133 80,0 0,137 3,033 0,136 3, ,0 0,143 3,972 0,135 3, ,0 0,146 4,867 0,139 4, ,0 0,158 6,144 0,137 5,308 Tab. 7: Naměřená data pro určení pasivních ztrát pro zkoušky brzd pro levé a pravé zadní kolo, varianta 1 LZ kolo PZ kolo rychlost [km.h -1 ] pasivní odpor [kn] ztrátový výkon [kw] pasivní odpor [kn] ztrátový výkon [kw] 40,0 0,029 0,322 0,028 0,306 60,0 0,036 0,592 0,030 0,500 80,0 0,036 0,789 0,032 0, ,0 0,037 1,028 0,035 0, ,0 0,042 1,383 0,039 1, ,0 0,044 1,711 0,044 1,692 Tab. 8: Naměřená data pro určení pasivních ztrát pro zkoušky brzd pro levé a pravé přední kolo, varianta 2 LP kolo PP kolo rychlost [km.h -1 ] pasivní odpor [kn] ztrátový výkon [kw] pasivní odpor [kn] ztrátový výkon [kw] 40,0 0,114 1,270 0,127 1,411 60,0 0,112 1,867 0,138 2,306 80,0 0,115 2,556 0,144 3, ,0 0,125 3,463 0,141 3, ,0 0,126 4,211 0,146 4, ,0 0,135 5,263 0,146 5,691 53

54 Tab. 9: Naměřená data pro určení pasivních ztrát pro zkoušky brzd pro levé a pravé zadní kolo, varianta 2 LZ kolo PZ kolo rychlost [km.h -1 ] pasivní odpor [kn] ztrátový výkon [kw] pasivní odpor [kn] ztrátový výkon [kw] 40,0 0,037 0,407 0,035 0,393 60,0 0,041 0,678 0,037 0,611 80,0 0,043 0,956 0,037 0, ,0 0,045 1,250 0,042 1, ,0 0,044 1,456 0,044 1, ,0 0,043 1,685 0,048 1,854 Tab. 10: Naměřená data pro určení pasivních ztrát pro zkoušky brzd pro levé a pravé přední kolo, varianta 3 LP kolo PP kolo rychlost [km.h -1 ] pasivní odpor [kn] ztrátový výkon [kw] pasivní odpor [kn] ztrátový výkon [kw] 40,0 0,098 1,089 0,126 1,400 60,0 0,095 1,583 0,138 2,300 80,0 0,101 2,233 0,143 3, ,0 0,108 2,986 0,144 4, ,0 0,114 3,783 0,147 4, ,0 0,116 4,492 0,153 5,931 Tab. 11: Naměřená data pro určení pasivních ztrát pro zkoušky brzd pro levé a pravé zadní kolo, varianta 3 LZ kolo PZ kolo rychlost [km.h -1 ] pasivní odpor [kn] ztrátový výkon [kw] pasivní odpor [kn] ztrátový výkon [kw] 40,0 0,042 0,467 0,043 0,472 60,0 0,049 0,808 0,045 0,750 80,0 0,051 1,133 0,045 0, ,0 0,052 1,444 0,049 1, ,0 0,051 1,700 0,051 1, ,0 0,054 2,081 0,056 2,178 Data z tabulek byla zpracována prostřednictvím programu Statistica do grafu s odchylkami. Byly sestrojeny tři grafy s odchylkami a to zvlášť pro vozidlo obsazené pouze řidičem viz obr. 31, poté řidičem a spolujezdcem viz obr. 32 a pak čtyřmi osobami viz obr. 33. V každém grafu je znázorněno každé kolo samostatně. Chybové úsečky ve vytvořených grafech znázorňují směrodatnou chybu od průměrné hodnoty ze tří opakování měření. 54

55 0,18 ŘIDIČ Průměr; Svorka: Průměr±1,96*SmCh 0,16 0,14 Pasivní odpor [kn] 0,12 0,10 0,08 0,06 LP - ŘIDIČ PP - ŘIDIČ LZ - ŘIDIČ PZ - ŘIDIČ 0,04 0, Rychlost [km/h] Obr. 31: Závislost rychlosti jednotlivých kol na pasivním odporu, varianta 1 0,16 ŘIDIČ +1 Průměr; Svorka: Průměr±1,96*SmCh 0,14 0,12 Pasivní odpor [kn] 0,10 0,08 0,06 LP - ŘIDIČ +1 PP - ŘIDIČ +1 LZ - ŘIDIČ +1 PZ - ŘIDIČ +1 0,04 0, Rychlost [km/h] Obr. 32: Závislost rychlosti jednotlivých kol na pasivním odporu, varianta 2 55

56 0,18 ŘIDIČ +3 Průměr; Svorka: Průměr±1,96*SmCh 0,16 0,14 Pasivní odpor [kn] 0,12 0,10 0,08 0,06 LP - ŘIDIČ +3 PP - ŘIDIČ +3 LZ - ŘIDIČ +3 PZ - ŘIDIČ +3 0,04 0, Rychlost [km/h] Obr. 33: Závislost rychlosti jednotlivých kol na pasivním odporu, varianta 3 Při porovnání obr. 31 a obr. 32 vidíme nárůst pasivního odporu pravého předního kola, tento růst je způsoben změnou zatížení. Tedy přisednutím spolujezdce do měřeného vozidla. Na obr. 33 vzrůstá odpor zadních kol, což je dáno přisednutím dalších dvou pasažérů na zadní sedadla. 56

57 Dále byl sestrojen krabicový graf. V tomto grafu již nejsou znázorněna kola samostatně, ale byla provedena suma kol při jednotlivých rychlostech. Z obr. 34 vidíme, že rozdíly v případě sečtení pasivních odporů kol a tedy získání pasivního odporu celého vozidla jsou minimální mezi jednotlivými variantami zatížení. 0,39 Průměr; Krabice: Průměr±SmCh; Svorka: Průměr±1,96*SmCh 0,38 0,37 0,36 Pasivní odpor [kn] 0,35 0,34 0,33 0,32 0,31 0,30 0,29 Σ KOL ŘIDIČ Σ KOL ŘIDIČ +3 Σ KOL ŘIDIČ + 1 Průměr Průměr±SmCh Průměr±1,96*SmCh Odlehlé Extrémy Obr. 34: Pasivní odpor vozidla pro jednotlivé varianty zatížení V programu Microsoft Excel byla provedena lineární regresní analýza dat. Na základě vypočtené hodnoty F, která slouží ke společné statistické významnosti, bylo zjištěno, že regrese je vysoce statisticky významná. To je splněno tím, že hladina významnosti F je nižší než 0,01. Jednotlivé regresní koeficienty mají hodnotu P, která udává jejich hladinu významnosti, také nižší jak 0,01 tudíž jsou rovněž vysoce statisticky významné. Nejvhodnější spojnice je tedy lineární. Na obr. 35 je znázorněna závislost celkového ztrátového výkonu vozidla na rychlosti pro jednotlivé varianty zatížení. Z obr. 35 je patrné, že varianty jsou téměř shodné a jejich rozdíl tudíž není statisticky významný. 57

58 Celkový ztrátový výkon [kw] 16,0 Lineární regresní analýza 14,0 12,0 10,0 8,0 6,0 y = 0,1134x - 1,336 R² = 0,9961 y = 0,1101x - 1,0096 R² = 0,998 y = 0,112x - 1,2593 R² = 0,9974 Lineární (ŘIDIČ) 4,0 Lineární (ŘIDIČ +1) Lineární (ŘIDIČ +3) 2,0 30,0 50,0 70,0 90,0 110,0 130,0 150,0 Rychlost [km/h] Obr. 35: Závislost ztrátového výkonu na rychlosti pro jednotlivé varianty zatížení Tab. 12: Lineární regresní analýza, řidič Regresní statistika Násobné R 0, Hodnota spolehlivosti R 0, Pozorování 18 ANOVA Rozdíl SS MS F Významnost F Regrese 1 179, , , ,2394E-13 Rezidua 10 0, , Celkem , Koeficienty Chyba stř. hodnoty t Stat Hodnota P - Hranice 1, , , , Soubor X 1 0, , ,5031 2,2394E-13 58

59 Tab. 13: Lineární regresní analýza, řidič +1 Regresní statistika Násobné R 0, Hodnota spolehlivosti R 0, Pozorování 18 ANOVA Rozdíl SS MS F Významnost F Regrese 1 253, , , ,09343E-21 Rezidua 16 0, , Celkem , Koeficienty Chyba stř. hodnoty t Stat Hodnota P - Hranice 1, , , ,28753E-06 Soubor X 1 0, , , ,09343E-21 Tab. 14: Lineární regresní analýza, řidič +3 Regresní statistika Násobné R 0, Hodnota spolehlivosti R 0, Pozorování 18 ANOVA Rozdíl SS MS F Významnost F Regrese 1 175, , , ,7836E-14 Rezidua 10 0, ,04533 Celkem , Koeficienty Chyba stř. hodnoty t Stat Hodnota P - Hranice 1, , , ,69393E-05 Soubor X 1 0, , , ,7836E-14 Jako poslední byla uskutečněna analýza rozptylu neboli ANOVA (z aj. ANalysis Of VAriance). Nejprve byl proveden test normality dat. Na základě tohoto testu bylo zjištěno, že data jsou normální a je možné pokračovat v analýze. Byla použita ANOVA pro opakované měření. 59

60 0,38 Průměry Vertikální sloupce označují 0,95 intervaly spolehlivosti 0,37 0,36 Pasivní odpor [kn] 0,35 0,34 0,33 0,32 0,31 Σ KOL ŘIDIČ Σ KOL ŘIDIČ + 1 Σ KOL ŘIDIČ +3 Obr. 36: Pasivní odpor vozidla pro jednotlivé zatížení Z obr. 36 je patrná shoda pasivních odporů při jednotlivých variantách zatížení. Z analýzy rozptylu tedy plyne, že velikost zatížení nemá vliv na pasivní odpor vozidla. Tab. 15: Tukeyův test Průměr 1 Σ KOL ŘIDIČ +3 0, **** Σ KOL ŘIDIČ +1 0, **** Σ KOL ŘIDIČ 0, **** Tukeyův test slouží k mnohonásobnému porovnání všech dvojic skupin v analýze. Tento test nám potvrzuje, že rozdíly mezi páry porovnaných skupin jsou zanedbatelné a jsou tedy statisticky nevýznamné. Včetně ztrátového výkonu byl vypočítán také vzdušný odpor vozidla Škoda Superb s pohonem všech kol. Sumou ztrátového výkonu a vzdušného odporu byl získán potřebný výkon pro překonání ztrát. Odpor stoupání byl nulový a odpor zrychlení byl zanedbán. Na obr. 37 je uveden graf pro variantu 1, tedy pouze řidič, další varianty nejsou uvedeny z důvodu minimálního rozdílu oproti variantě 1. 60

61 Pasivní ztáty, potřebný výkon [kw] 140,0 ŘIDIČ 120,0 100,0 80,0 60,0 40,0 20,0 0,0 40,0 60,0 80,0 100,0 120,0 140,0 160,0 180,0 200,0 220,0 Rychlost [km/h] Ztrátový výkon Vzdušný odpor Potřebný výkon na překonání ztrát Obr. 37: Závislost pasivních ztrát a potřebného výkonu na rychlosti Obr. 37 slouží ke kontrole správnosti výsledků. Součtem ztrátového výkonu a odporu vzduchu jsme dostali potřebný výkon při dané rychlosti. Z technických dat vozidla Škoda Superb víme, že výkon motoru je 125 kw a maximální rychlost 219 km/h. Při porovnání těchto údajů s grafem vidíme, že se shodují a měření tedy bylo správné. V dalších tabulkách jsou znázorněna zprůměrovaná data z výkonové zkoušky při třech rychlostech. Vidíme zde rozdělení hnacích sil na přední (PN) a zadní nápravu (ZN). Tab. 16: Naměřená data pro výkonovou zkoušku, varianta 1 v [km/h] n [1/min] P [kw] Fc ZN[kN] Fc PN[kN] 60, ,1 1,778 1,987 85, ,0 1,774 1, , ,0 1,646 1,864 Tab. 17: Naměřená data pro výkonovou zkoušku, varianta 2 v [km/h] n [1/min] P [kw] Fc ZN[kN] Fc PN[kN] 60, ,5 1,796 1,974 85, ,8 1,781 1, , ,9 1,643 1,849 61

62 Hnací síly [kn] Tab. 18: Naměřená data pro výkonovou zkoušku, varianta 3 v [km/h] n [1/min] P [kw] Fc ZN[kN] Fc PN[kN] 60, ,4 1,789 1,953 85, ,7 1,774 1, , ,9 1,644 1,813 V grafu na obr. 38 je znázorněno rozložení hnacích sil na přední a zadní nápravu pro jednotlivé varianty zatížení. Pro všechny varianty jsou hnací síly na přední nápravě vyšší jak na zadní nápravě. 2,05 2,00 1,95 1,90 1,85 1,80 1,75 1,70 1,65 1,60 50,0 60,0 70,0 80,0 90,0 100,0 110,0 Rychlost [km/h] ŘIDIČ PN ŘIDIČ +1 PN ŘIDIČ +3 PN ŘIDIČ ZN ŘIDIČ +1 ZN ŘIDIČ +3 ZN Obr. 38: Závislost hnací síly na rychlosti 6.5 Tabulky naměřených dat a grafické zpracování Mitsubishi Lancer V tab. 19 a 20 jsou uvedena zprůměrovaná data vozu Mitsubishi Lancer Evo ze tří měření. Data pro vůz Mitsubishi Lancer Evo jsou měřena a zpracována pouze pro variantu 2. U kalibračního testu jsou data uvedena pro jednotlivá kola, tedy LP, PP, LZ a PZ kolo, tzn. levé přední, pravé přední, levé zadní a pravé zadní kolo. Ztrátový výkon byl dopočítán. Na základě dat byl sestrojen graf v programu Statistica a to konkrétně graf s odchylkami. Odchylky v grafu udávají směrodatnou chybu od průměru třech měření. 62

63 Tab. 19: Naměřená data pro určení pasivních ztrát pro zkoušky brzd pro levé a pravé přední kolo, varianta 2 LP kolo PP kolo rychlost [km.h -1 ] pasivní odpor [kn] ztrátový výkon [kw] pasivní odpor [kn] ztrátový výkon [kw] 40,0 0,080 0,885 0,060 0,667 60,0 0,065 1,078 0,025 0,417 80,0 0,064 1,430 0,027 0, ,0 0,064 1,778 0,031 0, ,0 0,062 2,078 0,032 1, ,0 0,069 2,696 0,045 1,763 Tab. 20: Naměřená data pro určení pasivních ztrát pro zkoušky brzd pro levé a pravé zadní kolo, varianta 2 LZ kolo PZ kolo rychlost [km.h -1 ] pasivní odpor [kn] ztrátový výkon [kw] pasivní odpor [kn] ztrátový výkon [kw] 40,0 0,095 1,059 0,101 1,122 60,0 0,130 2,172 0,140 2,328 80,0 0,136 3,030 0,142 3, ,0 0,138 3,843 0,143 3, ,0 0,140 4,656 0,146 4, ,0 0,139 5,393 0,147 5,704 0,16 ŘIDIČ +1 Průměr; Svorka: Průměr±1,96*SmCh 0,14 Pasivní odpor [kn] 0,12 0,10 0,08 0,06 LP - ŘIDIČ +1 PP - ŘIDIČ +1 LZ - ŘIDIČ +1 PZ - ŘIDIČ +1 0,04 0,02 0, Rychlost [km/h] Obr. 39: Závislost rychlosti jednotlivých kol na pasivním odporu, varianta 2 63

64 Při porovnání vozidla Škoda Superb obr. 32 a vozidla Mitsubishi Lancer Evo obr. 39 vidíme, že u Škody Superb mají vetší pasivní odpor kola přední než zadní a u Mitsubishi Lancer Evo je tomu naopak. To je dáno rozdílnou konstrukcí obou pohonů. Mitsubishi Lancer Evo má vyšší odpory na zadní nápravě kvůli většímu množství konstrukčních dílů, což vidíme na obr. 40. Mitsubishi Lancer Evo má stálý pohon všech kol, ani jedna náprava tedy nemůže být odpojena. Škoda Superb má samočinně připojitelný pohon, zadní náprava může být odpojena. Při měření byl systém Haldex neaktivní a v pasivních ztrátách není zahrnut odpor v přenosu mezi přední a zadní nápravou. Obr. 40: Systém stálého pohonu všech kol Mitsubishi Lancer Evo VIII [24] V tab. 21 jsou průměrná data vozidla Mitsubishi Lancer Evo z výkonové zkoušky pro variantu 2, řidič a spolujezdec. Hnací síly jsou uvedeny pro přední (PN) a zadní nápravu (ZN). Tab. 21: Naměřená data pro výkonovou zkoušku, varianta 2 v [km/h] n [1/min] P [kw] Fc ZN[kN] Fc PN[kN] 40, ,9 1,593 1,286 70, ,4 2,646 2, , ,0 2,778 2, , ,1 2,422 2, , ,6 2,166 2, , ,8 1,795 2,131 64