Embed Size (px)
Citation preview
TMT 2013:41
Konstruktion av en inkopplingsenhet till växellådsmonterade kraftuttag
SARAH HOLMÉN CHARLIE OLSEN
Examensarbete inom MASKINTEKNIK
Innivation &Design Högskoleingenjör, 15 hp Södertälje, Sverige 2013
Konstruktion av en inkopplingsenhet till växellådsmonterade kraftuttag.
av
Sarah Holmén Charlie Olsen
Examensarbete TMT 2013:41 KTH Industriell teknik och management
Tillämpad maskinteknik Mariekällgatan 3, 151 18 Södertälje
Sammanfattning Kraftuttag används för att möjliggöra drivning av tillbehör såsom pumpar, luftanordningar osv. från lastbilens motor. Växellådan hos en lastbil påverkas av släpförluster på grund av att kraftuttaget ligger i ingrepp mot huvudväxellådan. Detta leder till ökad bränsleförbrukning, om kraftuttaget inte kan urkopplas. Ett kraftuttag som är utrustat med en inkopplingsenhet skulle däremot möjliggöra en minskning av förlusterna, då den behöver vara inkopplad endast vid behov. Inkopplingstiden för påbyggnadsutrustningar på lastbilar behöver förkortas. Tidsfördröjningen ger ökade utsläpp av koldioxid i miljön. Man vill också minska förslitningen av växellådans komponenter.
Examensarbetet framställer en teknisk lösning till konstruktion av en inkopplingsenhet. Den kan integreras i växellådan, och minskar släpförluster och bränsleförbrukning. Först utreddes, vilka typer av kopplingar som skulle kunna användas. Olika kopplingar utvärderades enligt PUGH. Det framkom, att en multilamellkoppling och en synkroniseringsmekanism var mest lämpade. Felträdsanalys (FTA) upprättades och riskbedömning utfördes. Utifrån beräkningar och simuleringar har maskinkomponenternas utformning bestämts. De uppfyller ingenjörsmässiga krav, gällande vridmoment och rotationshastighet.
Examensarbete TMT 2013:41
Konstruktion av en inkopplingsenhet till växellådsmonterade kraftuttag.
Sarah Holmén Charlie Olsen
Godkänt
2013-08-15
Examinator KTH
Ola Narbrink
Handledare KTH
Nils-Gunnar Ohlson
Uppdragsgivare Scania CV AB
Företagskontakt/handledare Pär Brodin
Nyckelord Key words
Kraftuttag (PTO) Power Take Off (PTO) Inkopplingsenhet Clutch unit Pneumatik Pneumatic Montering Assembly Placering Positioning Kopplingspaket Clutch Pack
Bomförband Splines CAD CAD FTA FTA Riskbedömning Risk assessment Multilamellaxel Multi disc shaft
Kopplingshus Clutch house Medbringare Output shaft Medbringstrumma Output shaft drum Kolv Piston
Gaffeltrumma Fork Drum
Synkroniseringsmekanismen Synchronizer mechanism
PUGH PUGH Multi-Lamellkoppling Multi-disc clutch Kardanknut Universal joint
Tätningsring Sealing ring
Tallriksfjäder Disc spring
Tvåradigt vinkelkontaktkullager Double row angular contact ball bearing
Abstract Normally, the PTO is always engaged against the main gearbox which causes slip losses due to contact between the driving cog wheel and that of the PTO. This leads to increased fuel consumption. A PTO equipped with a clutch unit, should allow for a reduction of losses, as it enables disconnection when it is not needed. The connection time for secondary equipment on trucks today is too long for some applications, as the truck has to stop before engaging and disengaging the PTO. This delay may cause increased emissions of variations kinds to the environment and increased wear on gearbox parts.
This thesis work proposes a technical solution which includes a clutch unit, integrated in the gearbox.
Different types of clutches were investigated, in order to find an optimum solution. The final selection concerning the type of clutch was based on a model named PUGH´s matrix. It was concluded that a multi-disk-clutch with a synchronization mechanism was most suitable. Brainstorming, FTA and risk assessment analysis were also given due consideration.
The work resulted in the proposition of a concept that performs engagement and disengagement of the PTO during operation. Certain calculations and simulations finalized the design, which should meet the requirements set up for torque and speed.
Bachelor of Science thesis TMT 2013:41
Design of a Clutch Unit for Power Take-Offs Mounted on Gearbox.
Sarah Holmén Charlie Olsen
Approved
2013-08-15}
Examiner KTH
Ola Narbrink
Supervisor KTH
Nils-Gunnar Ohlson
Commisioner Scania CV AB
Contact person at company Pär Brodin
Förord Rapporten beskriver ett examensarbete inom konstruktion omfattande 15 högskolepoäng, som utförts på uppdrag av Scania CV AB. Examensarbetet är den avslutande kursen i högskoleingenjörsutbildningen inom maskinteknik med inriktning mot innovation och design vid Kungliga Tekniska Högskolan. I arbetet tillämpas de kunskaper som förvärvats under utbildningen. Vi vill framföra ett stort tack till Scania CV AB och gruppchef Pär Brodin som har gett oss möjligheten att genomföra detta arbete. Speciellt tack riktas till våra handledare på Scania, Daniel Petersen och Johan Träff som har varit till stort stöd genom hela examensarbetet. Vi vill också rikta ett speciellt tack till vår handledare från Kungliga Tekniska Högskolan, Nils-Gunnar Ohlson som har hjälpt och stöttat oss genom hela arbetet. Vi tackar dessutom Fredrik Birgersson, Anders Stenman och Kristian Hellgren på Scania Tekniskt Centrum för deras stöd inom områden som varit nya för oss. Tack framförs även till dem som utanför examensarbetet visat sitt stöd och varit tillgängliga när de som mest behövdes. Södertälje, 2013-07-24 Sarah Holmén Charlie Olsen
Innehåll
Innehållsförteckning 1. Inledning ............................................................................................................................. 1
1.1 Bakgrund ..................................................................................................................... 1
1.2 Problembeskrivning ..................................................................................................... 1
1.3 Mål ............................................................................................................................... 1
1.4 Avgränsningar ............................................................................................................. 1
1.5 Lösningsmetod ................................................................................................................. 2
1.5.1 Faktainsamling och vetenskapliga artiklar ................................................................ 2
1.5.2 Konceptgenerering .................................................................................................... 2
1.5.3 CAD & ritningar ........................................................................................................ 2
1.5.4 Beräkningar och simuleringar ................................................................................... 2
1.6 Kravspecifikation ............................................................................................................. 3
2. Företagsbeskrivning ........................................................................................................... 5
2.1 Företaget…………………………………………………………………………………5 2.2 Organisation NT (NTCK) ................................................................................................ 5
2.3 Resurser ............................................................................................................................ 6
3. Arbetsmetodik .................................................................................................................... 7
4. Teoretisk referensram ......................................................................................................... 9
4.1 Teori ............................................................................................................................. 9
4.1.1 PUGH ........................................................................................................................ 9
4.1.2 FTA ........................................................................................................................... 9
4.1.3 Brainstorming ............................................................................................................ 9 4.1.4 Riskbedömning……………………………………………………………………..9
5. Fakta ..................................................................................................................................... 11
5.1 Kraftuttag ....................................................................................................................... 11
5.1.1 Motordrivet kraftuttag ............................................................................................. 11
5.1.2 Svänghjulsdrivet kraftuttag ..................................................................................... 12
5.1.3 Växellådsdrivet kraftuttag ....................................................................................... 13
5.2 Kopplingar ...................................................................................................................... 13
5.2.1 Varför koppling……………………………………………………………………13
5.3 Lamellkopplingar ........................................................................................................... 13
5.3.1 Enkel lamellkoppling ............................................................................................. 13 5.3.2 Multilamell-koppling……………………………………………………………...14
5.4 Centrifugalkoppling ...................................................................................................... 16
5.4.1 Funktion och konstruktion ..................................................................................... 16
5.5 Konisk koppling ............................................................................................................. 16
5.6 Synkroniseringsmekanism ............................................................................................. 17
5.6.1 Funktion och konstruktion ...................................................................................... 17
5.7 Lager ............................................................................................................................... 18
5.7.1 Vinkelkontaktkullager ............................................................................................. 18
5.8 Bomförband……………………………………………………………………………18 5.9 Kardanaxlar .................................................................................................................... 18 5.10 Tallriksfjädrar………………………………………………………………………....19
5.11 Tätningsringar .............................................................................................................. 19
5.12 Placering ....................................................................................................................... 20
5.13 Manövrering ................................................................................................................. 20
6. Genomförande ...................................................................................................................... 21
6.1 Undersökning av lämpliga kopplingar ........................................................................... 21
6.1.1 PUGH:s matris ........................................................................................................ 21
6.2 Konceptgenerering ......................................................................................................... 21
6.3 Konceptval ..................................................................................................................... 21
6.4 FTA ................................................................................................................................ 21
6.5 Riskbedömning ............................................................................................................... 22
6.6 Beräkningar .................................................................................................................... 22
7. Resultat ............................................................................................................................. 23
7.1 Konceptgenerering ......................................................................................................... 23
7.2 Koncept .......................................................................................................................... 24
7.2.1 Multi 1x……………………………………………………………………………24 7.2.2 Multi 2x ................................................................................................................... 25
7.3 Konceptval ..................................................................................................................... 27 7.3.1 CS13………………………………………………………………………………..27
7.4 Funktionsbeskrivning ..................................................................................................... 28
7.5 Komponenter .................................................................................................................. 29 7.5.1 Kopplingshus……………………………………………………………………...29
7.5.2 Multilamellkoppling ................................................................................................ 30
7.5.3 Tallriksfjädrar .......................................................................................................... 30
7.5.4 Vinkelkontaktkullager ............................................................................................. 31
7.5.5 Medbringare ............................................................................................................ 31
7.5.6 Multilamellaxel ....................................................................................................... 31
7.5.7 Tätningsringar ......................................................................................................... 32
7.5.8 Material ................................................................................................................... 32
7.5.9 Placering .................................................................................................................. 33
7.5.10 Manövrering .......................................................................................................... 33
7.6 Beräkningar .................................................................................................................... 34
7.6.1 Beräkning av Multilamell-koppling. ....................................................................... 34
7.6.2 Beräkning av antal lamellskivor som behövs i multilamell-kopplingen………..…36
7.6.3 Beräkning centrifugalkoppling……………………………………………………36
7.6.4 Beräkning avkonkoppling…………………………………………………………36 7.6.5 Beräkning av lämplig diameter på axel …………………………………………..37
7.6.6 Beräkning av axiella kraften på en multilamell-koppling…………………………38
7.6.7 Beräkning av radiella kraften på multilamell-kopplingen………………………...38
7.6.8 Val av vinkelkontaktkullager till inkopplingsenheten…………………………….38
7.6.9 Beräkning av nominell livslängd (antal varv) samt antal drifttimmar (tid) för lager 3207 A……………………………………………………………….…………………..39
7.6.10 Vridspänning för gaffeltrumman………………………..…………………….…40 7.6.11 Beräkning av låsningsfjädrar……………………………………………….……40
7.6.12 Beräkning av tallriksfjäder till multilamellen……………………………………41 7.6.13 Beräkning på bomförband till gaffeltrumman…………...………………………41 7.6.14 Beräkning på bomförband till medbringstrumman………………………………41
7.6.15 Beräkning av inkopplingstiden på inkopplingsenheten………………………….42
7.6.16 Beräkning av utmattning på multilamellaxeln………...…………………………43
8. Diskussion……………………………………………………………………………….46
8.1 Manövrering………………………………………………………………………...….46
8.2 Val av material till komponenterna…………………………………………………….46 8.2.1 Sintrat stål………………………………………………………………………....46
8.2.2 Sätthärdat legerat stål……………………………………………………………...46
8.2.3 Gråjärn…………………………………………………………………………….46
8.2.4 Fjäderstål…………………………………………………………………………..47
8.2.5 Gjutstål…………………………………………………………………………….47
8.2.6 Rostfritt stål………………………………………………..………………………47
8.2.7 Nitrilgrummi………………………………………………………………………47
8.3 Hög viskositet………………………………………………………………………….47
8.4 Olinjära tallriksfjädrar………………………………………………………………….48
8.5 Inkopplingstid………………………………………………………………………….48
8.6 Felkälla…………………………………………………………………………………49
9. Slutsats…………………………………………………………………………………..50
10. Rekommendationer…...……………………………………………………………...….52
Referenslista…………………………………………………………………………………..53
Appendix ................................................................................................................................... A Appendix 1 …………………………………………………………………………………A
Appendix 2 [FTA] ..................................................................................................................B
Appendix 3 [PUGH-matris] ...................................................................................................C
Appendix 4 – [Riskbedömning] ............................................................................................ D
Appendix 5 - [Ritning Sprängskiss] ....................................................................................... E
Appendix 6 – [Ritning kolv] .................................................................................................. F
Appendix 7 – [Ritning medbringstrumma] ........................................................................... G
Appendix 8 – [Ritning gaffeltrumma] ................................................................................... H
Appendix 9 – [Beräkningsmodell av radiella kraften på en multilamell-koppling] ............... I
Appendix 10 – [7.6.3 Beräkning centrifugalkoppling] ........................................................... J
Appendix 11 – [7.6.4 Beräkning av konkoppling] ................................................................ K
Appendix 12 – [7.6.7 Beräkning av radiella kraften på multilamell-kopplingen] ................ K
Appendix 13 – [7.6.10 Vridspänning för gaffeltrumman] ..................................................... L
Appendix 14 – [7.6.12 Beräkning av tallriksfjäder till multilamellen] ................................. N
Appendix 15 – [7.6.13 Beräkning på bomförband till gaffeltrumman] ................................ O
Appendix 16 – [7.6.14 Beräkning på bomförband till medbringstrumman] ......................... O
1
1. Inledning I kapitlet beskrivs bakgrund, mål, beslutsmodeller, avgränsningar och kravspecifikation.
1.1 Bakgrund Ett kraftuttag, ”Power Take-Off” är en maskinkomponent där olika hjälpsystem kan anslutas och kopplas till drivlinan på ett fordon. De är vanligen monterade på motor, växellåda eller mellan motor och växellåda.
Kraftuttag förekommer i olika lastbilsapplikationer för att driva påbyggnadsutrustningar, såsom betongblandare, hydraul- och betongpumpar. En lastkran eller ett tippflak kan senare drivas av hydraulpumpen som är kopplad till kraftuttaget. Vattenpumpar på brandbilar och snöslungor på snöröjningsfordon drivs också av kraftuttag.
Kraftuttag som är in- och urkopplingsbara under drift och monterade på växellåda finns för närvarande inte på Scania. Dagens växellådskraftuttag kan endast användas när lastbilen står stilla, vilket gör att vissa applikationer påverkas negativt.
1.2 Problembeskrivning Växellådan påverkas av släpförluster på grund av att kraftuttaget ligger i ingrepp mot huvudväxellådan. Detta ger ökad bränsleförbrukning eftersom kraftuttaget inte kan urkopplas. Ett kraftuttag som är utrustat med en inkopplingsenhet möjliggör en minskning av förlusterna. Inkopplingstiden för kraftuttaget till påbyggnadsutrustningar på lastbilar är idag för lång för en del applikationer. Processen då lastbilar behöver stanna för att koppla in och ur kraftuttaget är till mer för bl.a. sopbilar.
1.3 Mål Målen med examensarbetet är att:
Undersöka vilka typer av inkopplingsenheter som kan användas. Ta fram konstruktionsunderlag för en inkopplingsenhet som är anpassad för
kraftuttagen i Scanias växellådor. Utföra analyser och simuleringar på vald kopplingstyp för att säkra korrekt funktion. Undersöka vilka metoder som kan användas för att driva och styra kopplingsenheter. Med hjälp av beräkningar, simuleringar och beslutsmodeller, välja ett slutligt koncept
som reducerar släpförlusterna vid drift. Presentera slutresultatet för Scania, skriftligt i rapportform och muntligt i en
presentation. Framställa en presentationsmodell i fullskala utifrån slutkonceptet.
1.4 Avgränsningar Examensarbetet har avgränsningar för att anpassas till lagom omfattning.
Examensarbetet skall endast ta fram konstruktionsunderlag men ej skapa en funktionsduglig prototyp för placering i växellåda.
Vikt skall inte läggas vid kostnader då arbetet enbart handlar om att ta fram en innovativ konstruktion.
Vikt behöver ej läggas vid att behålla nuvarande konstruktion hos växellådan. Ingen modifiering av intilliggande maskinkomponenter skall göras.
2
Examensarbetarna skall ej hantera avancerade datorbaserade simuleringar eller beräkningar själva, utan de tar hjälp av personer med expertkompetens.
1.5 Lösningsmetod
1.5.1 Faktainsamling och vetenskapliga artiklar Litteratur användes för att ge förståelse för olika kopplingar och konstruktionsmaterial som var lämpliga för att användas i en inkopplingsenhet.
Vetenskapliga artiklar användes i erforderlig omfattning. Även elektroniska källor användes, dvs. referenser till hemsidor på nätet.
1.5.2 Konceptgenerering Så kallad brainstorming användes i den kreativa problemlösningsfasen. I denna deltog ett antal experter från Scania. Scanias eller PUGH:s krav översattes till ingenjörsmässiga kriterier. PUGH:s beslutsmatris användes.
1.5.3 CAD & ritningar Alla ritningar och renderingar har utförts med hjälp av CAD (Computer Aided Design).
1.5.4 Beräkningar och simuleringar Några enkla hållfasthetsberäkningar har utförts på en del komponenter.
3
1.6 Kravspecifikation Krav (K) och önskemål(Ö) från Scania gällande utveckling av inkopplingsenheten.
Område Egenskap Krav/Önskvärt Material: Resistent emot växellådsolja. (K)
Klara av temperaturer upp till 140° C.
(K)
Stå emot föroreningar som finns i oljan.
(K)
Inte innehålla ”farliga” ämnen. (K) Skall vara återvinningsbar. (Ö)
Prestanda Klara av vridmoment 1200 Nm. (K)
Inkopplingsenheten skall klara av ett pneumatiskt lufttryck på max. 8 bar.
(K)
Inkopplingsenheten skall klara av ett varvtal mellan 700 och 2000 rpm.
(K)
Placering: Placeras i kraftuttagstunneln i den bakre delen av växellådan.
(K)
Ej blockera flödet av växellådsolja till och från kraftuttaget eller resten av växellådan.
(K)
Inkopplingsenheten skall kunna användas på alla kraftuttag i den bakre delen av växellådan.
(K)
Montering: Inkopplingsenheten skall enkelt kunna monteras med hjälp av maskin eller handverktyg.
(Ö)
Manövrering: Manövreras av pneumatiska eller mekaniska styrdon/element.
(Ö)
Inkopplingen skall ske på mindre än 2 s.
(K)
Reparation: Möjliggöra demontering utan att växellådan tas ur lastbilen.
(Ö)
Lätt att demontera inkopplingsenheten i sig själv.
(Ö)
Lätt att demontera. (Ö) Användning: Möjliggöra drift av lastbilen
samtidigt som kraftuttaget används.
(K)
4
5
2. Företagsbeskrivning Här ges en beskrivning av företaget Scania CV AB.
2.1 Företaget Scania strävar efter att vara det ledande företaget i lastbilsbranschen och är idag i framkant vad gäller tillverkning av tunga lastbilar, bussar samt industri - och marinmotorer. Scania är verksamt i ett hundratal länder och har ca 37 500 anställda, varav 12 000 i Sverige. [1] [2]
Ett begränsat antal huvudkomponenter erhålls i Scanias modulära produktsystem, vilket möjliggör ett stort antal anpassningar samtidigt som det håller ner kostnader för produktutveckling, produktion och hantering av delar. Resultatet av det visar sig genom att kunden får god övergripande driftekonomi, då alla fordon skräddarsys utifrån typiska transportbehov. Scania är ett ledande företag i branschen genom sitt bidrag till en hållbar ekonomisk tillväxt. De erbjuder driftsäkra, energieffektiva produkter och lösningar för att öka kundernas effektivitet genom samarbete med myndigheter, konsumenter och organisationer.[1] Under 2012 uppgick omsättningen av produkter och tjänster till 79,6 miljarder kronor. [3]
2.2 Organisation NT (NTCK) Examensarbetet har utförts på Scania Tekniskt Centrum, på uppdrag av gruppen NTCK. NTCK är gruppen som ansvarar för kraftuttag och inköpta växellådor, vilken är en underliggande arbetsgrupp till sektionen ”Analyser och komponenter” (NTC) samt Scanias transmissionsutveckling (NT), Fig.1.
Figur 1: Organisation NT (NTCK) (Niina Hyvättinen,Scania CV AB,Organisationsschema.)
6
2.3 Resurser Scania har bidragit med följande
Arbetsplats med två datorer, samt kontorsmaterial m.m. Litteratur och utbildning CATIA V5 för CAD-modellerande. MATLAB. Utskrift av friformningsmodell.
7
3. Arbetsmetodik
Förstudien skulle utgöra en grund för arbetet. Den bestod av målformulering, avgränsningar, lösningsmetoder samt en kravspecifikation som togs fram tillsammans med handledarna från Scania. I denna fas skapades också en tidsplan. Arbetet planerades att pågå i 10 veckor från och med 18 mars och omfattade 800h totalt, varav 400h/person. Tidplanen visas i App. 1.
Under fas 2 genomfördes faktainsamlingen. Själva genomförandet utfördes under fas 3. Det var en kreativ fas där stora delar av arbetet tog form.
Under fas 4 genomfördes det mer specifika detaljarbetet till inkopplingsenheten. Här genomfördes detaljberäkningarna och en riskbedömning, App. 4. Från fas 3 kom FTA, App. 2 som användes i fas 4 som grund till riskbedömningen. Avsikten är att finna konstruktionsfel.
Fas 5 bestod av redovisningen och slutrapporten, Fig. 2.
Figur 2: Arbetsmetodiken. Man ser de fem olika faserna samt vilka aktiviteter som ingått i dessa.
8
9
4. Teoretisk referensram
4.1 Teori
4.1.1 PUGH PUGH:s beslutsmatris är en beslutsmodell för jämförelse mellan olika koncept och antas vara bekant för läsaren. De olika koncepten betygsättes mot en gemensam referens (vilket ofta är ett av koncepten). Betygsättningen sker genom att sätta (+) för bättre än referensen, (-) för sämre än referensen och (0) för lika med referensen.
Betygssättningen kan redan nu användas för avgörande val av koncept, men det finns även möjlighet att vikta de olika kriterierna. Vilket betyder att beroende på hur viktiga olika kriterier är ges olika hög viktning
Steg 1: Mål med matrisen.
Steg 2: Val av alternativ.
Steg 3: Val av kriterium.
Steg 4: Ta fram viktningar.
Steg 5: Utvärdera koncept.
Steg 6: Sammanställning av resultat, Fig. 3. [4] Viktigt att ha i åtanke är att om resultatet hos olika koncept visar sig lika, krävs granskning av kriteriet och andra möjliga aspekter, App. 3. [5]
4.1.2 FTA Felträdsanalys, Fault Tree Analysis är en metod utformad för att hjälpa till att upptäcka risker. FTA är pedagogiskt upplagd. Grafiska symboler används för att skapa en struktur av logisk följd. Man startar med att fråga sig, vad som kan gå fel. Metoden byggs sedan ut för att utmynna i en detaljerad förteckning av risker. Målet med metoden är att rita ett diagram där alla tänkbara fel eller risker, som kan framkalla haveri, framställs, App.2. [6]
4.1.3 Brainstorming Brainstorming är en konceptframtagningsmetod som kan utföras grupp, då nya koncept skall tas fram. Varje gruppmedlem får tänka ut idéer och förklara dem ur sitt perspektiv. Det är viktigt att ha kul under en brainstorming, eftersom udda och roliga idéer kan frambringa innovativa koncept.[7] 4.1.4 Riskbedömning En riskbedömning genomförs i tre steg, där det första steget kallas feleffekt. Vid detta steg analyseras de fel som kan göra att komponent eller maskin kan gå sönder. Steget som följer kallas förebygga och är det steg i vilket konstruktionsutformningen av maskin eller komponent förklaras för att undvika det specifika felet. Det tredje steget kallas att verifiera aktiviteten, för att säkerställa att de fel som togs upp under första fasen inte kommer inträffa under maskinens och/eller maskinkomponentens livstid, App.4. [8]
1 2
3 5 4
6
Figur 3: PUGH:s matris.
10
11
5. Fakta 5.1 Kraftuttag Kraftuttag behövs då någon form av extern utrustning skall drivas på ett fordon t.ex. en hydraulpump, en vattenpump eller en kompressor. Beroende på vilken påbyggnad, vilket användningsområde samt tillbehör som skall drivas väljs lämplig typ av kraftuttag. [9] Kraftuttag utformas på två olika sätt, antingen är de kopplingsberoende eller kopplingsoberoende. Ett kraftuttag som är kopplingsberoende måste kopplas in med kopplingen. Ett kraftuttag som är kopplingsoberoende kan fortsätta drivas trots att kopplingen är nedtryckt och lastbilen förflyttar sig. [9] Kopplingsberoende kraftuttag driver bl.a. containerlyft, skogskran och slamsug mm, då alla är applikationer där bilen står stilla när kraftuttaget användes. Kopplingsoberoende kraftuttag driver bl.a. flak till tippbil samt även snöplog, lastväxlare och cementmixer mm, alla applikationer där man behöver kunna använda kraftuttaget samtidigt som bilen kör. [11] De styrande faktorerna vid val av kraftuttag är motorns maximalt tillåtna varvtal, maximal godkänd effekt, kopplingsberoende, kopplingsoberoende, antal kraftuttag samt kraftuttagets position. [10] Det finns olika modeller av kopplingsberoende- och oberoende kraftuttag, Fig. 4 och 5. Sådana som är:
motordrivna - kopplingsoberoende. svängshjulsdrivna - kopplingsoberoende. växellådsdrivna - kopplingsberoende.
1. Motordrivet kraftuttag 2. Svänghjulsdrivet kraftuttag 3. Växellådsdrivet kraftuttag 4. Fördelsningsväxellåda 5. Drivaxelfrånskiljande kraftuttag (splitshaft)
Figur 5: Tabell som beskriver de olika kraftuttagen som visas i figur 4. (Påbyggarhandboken, Scania CV AB).
Figur 4: Placering av kraftuttag. (Påbyggarhandboken, Scania CV AB).
12
5.1.1 Motordrivet kraftuttag Kraftuttaget driver utrustning till fordon, så länge motorn är igång. Det är kopplingsoberoende och monterat på transmissionshuset på motorn. De är även ämnade för direkt drivning av en hydraulpump, Fig. 6. [9]
5.1.2 Svänghjulsdrivet kraftuttag Kraftuttaget är kopplingsoberoende, då den driver utrustning samtidigt som fordonet körs där det finns behov av hög effekt, Fig. 7. [9]
Svänghjulsdrivet kraftuttag Multilamellkoppling
Figur 7: EK750F (fläns) med multilamellkoppling. (Daniel Petersen, Design Engineer, Scania CV AB)
Figur 6: Motordrivet kraftuttag. (Daniel Petersen, Design Engineer, Scania CV AB)
13
5.1.3 Växellådsdrivet kraftuttag Kraftuttaget är kopplingsberoende och placerat i växellådan på fordonet. Det finns ett antal varianter av kraftuttag som räknas till de växellådsdrivna, vilka är; de drivaxelfrånskiljande på kardanaxeln, de på fördelningsväxellådan samt de på växellådan, Fig. 4 och 5.
Innan kraftuttaget kan kopplas in måste kopplingen varit nedtrampad omkring 2,5 sekunder för de fordon som har kopplingspedal, men det tar längre tid för de med OPC, Fig. 8,9 och 10. [9]
5.2 Kopplingar
5.2.1 Varför koppling En koppling behövs i inkopplingsenheten, då den möjliggör att kraftuttag kan i- och urkopplas under drift.
5.3 Lamellkopplingar Lamellkopplingar är utformade antingen som enkla eller som så kallade multilamellkopplingar. [13].
5.3.1 Enkel lamellkoppling Funktion och konstruktion En enkel lamellkoppling består av två skivor, där den ena skivan är beklädd med ett friktionsmaterial på båda sidor. [12] [13] Den pressas ihop axiellt för att ta fram den friktionskraft, som krävs för att ett vridmoment skall kunna överföras, Fig. 11.
Figur 11: Axiell lamellkoppling med en yta.
Figur 8: Bakre växellådsmonterat kraftuttag. (Pump)
Figur 9: Bakre växellådsmonterat kraftuttag. (Pump)
Figur 10: Sidomonterat kraftuttag på växellådan. (Pump)
(Daniel Petersen, Design Engineer, Scania CV AB)
14
Figur 12: Sprängskiss av en våt multilamell-koppling.
Vanligtvis behövs det en stor normalkraft. Den tillförs antingen hydrauliskt, pneumatiskt, mekaniskt eller elektromagnetiskt. Trycket skall helst fördelas jämnt över ytorna som kopplas samman, dock bara om de är tillräckligt flyttbara/rörliga. På grund av att trycket är proportionellt mot slitaget gånger rotationshastigheten så kommer förslitningen att öka med diametern, eftersom periferihastigheten ökar. Den har dock benägenhet för ett homogent slitage när den börjat användas. [12] Material Lamellskivorna i en koppling brukar vara gjorda av grått gjutjärn eller stål. Skivornas ytor är belagda med ett friktionsmaterial med god hållbarhet mot temperatur och tryck. Den viktigaste beståndsdelen i ett friktionsmaterial var förr asbestfibern, men på grund av att den är hälsofarlig har man slutat använda den i många applikationer. Friktionsmaterialen är vanligen hårda och kan vara sintrade, vävda eller gjutna. Polymerhartser som binder en stor kvantitet av pulvriserat fyllmedel samt fiberartade ämnen utnyttjas i de gjutna friktionsmaterialen. För att förbättra värmeledningsförmågan tillsätts zink eller mässing. De sintrade materialen tål högre temperaturer och är tryckhållfastare än de gjutna och vävda. [12] 5.3.2 Multilamell-koppling
Funktion och konstruktion Multilamellkopplingen är konstruerad som ett ”kopplingspaket”, som består av drivna och drivande skivor. [14]
I kopplingen finns friktionsskivor belagda med ett friktionsmaterial på vardera sidan, som vanligen är räfflad eller slät. Kopplingen arbetar i transmissionsolja och benämns därför våt. [14] (Fig. 12 och 13) För att klara av ett högre vridmoment, ökar man antalet skivor för att uppnå en större friktionsarea. [15]
Skålade och vågformade stålskivor med varierande höga och låga partier är vanliga varianter. Att de är uppbyggda på detta sätt underlättar för kopplingen, då de ger en mjukare inkoppling. Det maximala vridmomentet som detta ”kopplingspaket” skall kunna överföra, är beroende av hur många skivor som används och hur stor diameter de har.
Med hjälp av en kolv som styrs hydrauliskt eller pneumatiskt, pressas skivorna ihop, Fig. 13. [14]
15
Figur 13: Multilamell-kopplingens funktion.
Multilamell-koppling med kolv och lameller.
Ett exempel på en Multilamell-koppling, S-serien – snittvy.
16
Figur 15: Backar med fjäder. Figur 16: Trumma.
Figur 17: Schematisk bild över en konisk koppling.
5.4 Centrifugalkoppling 5.4.1 Funktion och konstruktion En centrifugalkoppling kopplar samman två axlar med hjälp av en centrifugalkraft. Den drivande axeln är placerad inuti den drivna axelns cylindriska trumma. Från en drivande axel kopplas kopplingen in, som i sin tur kan driva en kedja, rem eller annan axel.
Kopplingen kan bestå av ett antal fjädrar och länkarmar som är sammankopplade med den drivande axeln. Dessa fjädrar är fastsatta i backarna. Det finns även centrifugalkopplingar utan fjädrar och länkarmar, Fig.14,15 och 16. [17][19][16]
När rotationshastigheten hos drivande axeln blir hög nog, kopplas centrifugalkopplingen in av sig själv.[18]
Är drivande axelns rotationshastighet för låg för att pressa ut backarna mot trumman. Kommer fjädrar dra tillbaka backarna till deras grundläge.[19] Om den drivande axelns rotationshastighet är tillräckligt hög för att övervinna fjädrarnas indragande kraft kommer backarna pressas mot trumman. [19][17][16]
5.5 Konisk koppling
Koniska kopplingar använder samma princip som platta friktionskopplingar. Istället för att överföra vridmoment mellan två plattor, överför det vridmoment mellan två koniska ytor i kontakt med varandra. Det kan ha en större area i ingrepp och tarvar mindre utrymme. Konisk koppling används där det ställs stora krav på kort inkopplingstid. Kopplingen behöver nämligen inte vara helt inkopplad för att börja överföra vridmoment. Den koniska kopplingen används även i synkroniseringsmekanismen hos en manuell växellåda, för att synkronisera två axlar med olika hastigheter. [20] [21] Konkopplingen har en robust konstruktion som gör den lämpad för användning i tuff miljö, där den kan utsättas för kraftig påfrestning. Detta är genomförbart, då den i jämförelse med en skivkoppling har lättare att bortföra värme. [22]
Konvinkeln sätts vanligtvis till omkring 12°. Sänks vinkeln (α < 12°), bör det göras med försiktighet då inkopplingen kan ske med ett kraftigt ryck. Ökas vinkeln (α > 12°) kommer den kraft som krävs för att frambringa ett godtyckligt vridmoment, att behöva ökas. Därmed anses 12° vara en lämplig vinkel, Fig. 17. [23]
Figur 14: Princip för centrifugalkoppling.
17
5.6 Synkroniseringsmekanism
5.6.1 Funktion och konstruktion En synkroniseringsmekanism hanterar skillnaden mellan rotationshastigheter hos kugghjulen i en växellåda, så att man smidigt kan byta växlar utan ”skrap” vid kuggingrepp. Enkelt sett skulle en synkroniseringsmekanism kunna liknas vid en konisk koppling som får två axlar att nå samma rotationshastighet, för att sedan låsa fast de två med en tandkoppling. Lösningen innan en synkroniseringsenhet fanns var att använda s.k. dubbeltrampning med kopplingspedalen för att anpassa varvtalet hos de kugghjul, som skall gå i ingrepp. [24] [25] [26]
Synkroniseringsringen i grönt, Fig. 18, har till uppgift att överföra vridmoment i synkroniseringsögonblicket för att accelerera ett kugghjul. [27] Friktionsringarna i gult, Fig. 18, arbetar tillsammans med synkroniseringsringen för att överföra vridmomentet. Antalet ringar avgör hur stor friktionsytan blir. Ringarna kan beläggas på både över och undersidan eller de båda.
Synkroniseringsringen är placerad i ett utrymme som medger en roterande rörelse på ett fåtal grader. Rörelsen gör att synkroniseringsringen kan flytta sig i förhållande till det vågräta planet, vilken den gör då inkoppling sker. Vid inkoppling kommer den orange kopplingshylsan som möjliggör inkoppling och låsning, Fig. 18, använda synkroniseringsringen till hjälp, för att placera sig rätt då den rör sig axiellt för att gripa in i det kugghjul som skall drivas.
Materialvalet ger inverkan på hur effektivt och snabbt kopplingen ändrar växel, vilket påverkar förarens upplevelse av inkopplingsförloppet. En personbil har en inkopplingstid på några tiondelar av en sekund, medan vissa racerbilar har en inkopplingstid som är så kort som 50 millisekunder. [28]
Synkroniseringsmekanismers konstruktion kan skilja mellan olika tillverkare, men alla utför samma uppgift. Med dubbel- och trippelsynkroniseringsmekanismer, kommer man att klara högre vridmoment trots att utrymmet är begränsat. Man får större friktionsytor och konstruktionen blir kompaktare. Det som skiljer dessa tre är antalet friktionsringar som används och därmed hur stora friktionsytor som uppkommer. Därmed reduceras det genomsnittliga trycket som uppkommer på varje friktionsyta. Flera friktionsringar och friktionsytor ger också längre livslängd.[29] [30][31]
Figur 18: Synkroniseringsmekanismer och klassificering av dessa efter friktionsytornas karaktär. Daniel Petersen, Design Engineer, Scania CV AB.
Figur 19: Exempel på synkroniseringsringar.
18
Figur 21: Bomförband i inkopplingsenheten.
Figur 20: Tvåradigt vinkelkontaktkullager.
5.7 Lager 5.7.1 Vinkelkontaktkullager
Ett vinkelkontaktkullager har i lageraxelns led inre och yttre ringar, som relativt varandra har förskjutits, Fig. 20. Vinkelkontaktkullager används om axialkraften väntas bli relativt hög. Det tvåradiga vinkelkontaktkullagret påminner i sin uppbyggnad om två enradiga vinkelkontaktkullager bredvid varandra, men de upptar inte lika stort axiellt utrymme. Ett tvåradigt vinkelkontaktkullager kan i båda riktningarna transportera stora radiella- och axiella laster. Ett enradigt vinkelkontaktkullager har dock bara egenskapen att kunna överföra radiella och axiella laster i ett led. De behöver då ännu ett enradigt lager i närkontakt för att kunna ta upp belastningar i båda riktningarna. [32] 5.8 Bomförband (splines) En axel och hylsa kan förenas med hjälp av ett så kallat bomförband, behöver kunna glida i axialled samtidigt som de roterar tillsammans i ett låst läge.[33] Bomförband t.ex. i ett fordons kardanaxel. [33] Bomförbanden finns i olika utföranden: rektangulära, triangulära och evolventformade. De bommar som är evolventformade sägs vara de som har bäst hållfasthet, Fig. 21. [34]
5.9 Kardanaxlar En polhemsknut möjliggör att vridmoment kan överföras, trots att det finns vinkelfel mellan två ihopkopplade axlar. [35]
Den huvudsakliga uppgiften för en kardanaxel är att överföra vridmoment. Vinkelskillnadens storlek över polhemsknuten är avgörande för funktion och hållfasthet. En vanlig anledning till att det uppstår vibrationer i en kardanaxel är att knutarna har felaktig position. [36]
För att undvika tryckskador på polhemsknutarnas kors, bör inte vinklarna vara mindre än 1°. En mindre vinkel kan även göra att polhemsknutarnas livslängd förkortas. En stor polhemsknutsvinkel kan göra att vridmomentet är begränsat. För att veta vilken polhemsknutsvinkel som blir lämplig för högsta tänkbara vridmoment, Fig. 22. [37]
Figur 22: Vridmoment som kan överföras vid specifika kardanvinklar, på en specifik polhemsknut.
β1
β2
Figur 22: Vinklarnas placering (β) i en polhemsknut.
)
19
5.10 Tallriksfjädrar När flera tallriksfjädrar används finns olika sätt att placera dessa för att uppnå olika kraft och nedböjningsförhållanden, Fig. 23. Yrkesmässigt används begreppet ”in parallel” vilket inte är samma som ”parallelt”, Fig. 23.
När stapling av flera fjädrar sker, bör antalet vara jämt (2, 4, 6 st) för att uppnå en stapling med de två yttersta tallriksfjädrarnas största diameter, vilande mot stapelns början och slut. [41]
Tallriksfjädrarna bör inte belastas mer än 85 % av deras inpressning till helt utplattat läge. [38] Enligt fjädertillverkaren Spirol bör detta värde mer liknas till 75 %. [39]
Rekommendationer från SPIROL:
Ju större ytterdiameter på fjädrarna desto bättre, ty det reducerar påkänningen och ger därmed tallriksfjädern en längre livslängd. Det mest optimala diameterförhållandet mellan inner- och ytterdiameter är 1,7 till 2,2 med avseende på livslängd. [40]
Den kraft som krävs för att pressa in en fjäder, bör inte överstiga 75 % av den kraft som krävs för att helt pressa in den till utplattat läge. Genom att konstruera tallriksfjädern så att den pressas in maximalt 75 % under användning ökar livslängden. [39]
För att öka livslängden rekommenderas, att man smörjer tallriksfjädrarna. I korrosiva miljöer bör fjädrarna befinna sig i fett eller olja. [40]
5.11 Tätningsringar Tätningsringar finns i två indelningar, de som används i statiska applikationer och de som används i dynamiska applikationer. De dynamiska kan ytterligare delas in i, Fig 24: [42]
Roterande Fram och återgående Oscillerande
Figur 23: Olika sätt att stapla tallriksfjädrar.
Figur 24: Olika dynamiska applikationer, tätningsringar kan användas i.
20
13
2
5.12 Placering Inkopplingsenheten bör placeras på kraftuttagsaxeln.
1) Inkopplingsenheten skulle kunna placeras innanför och fästas på lagerhuset, som är en flänskoppling till kraftuttagen. Inkopplingsenheten bör med fördel förmonteras tillsammans med lagerhuset innan den placeras i växellådan. Detta underlättar montering och reparation, Fig. 25.
2) Inkopplingsenheten skulle även kunna placeras på det främre sidomonterade kraftuttaget, Fig. 25.
3) Inkopplingsenheten kan också placeras på mitten av kraftuttagsaxeln, Fig. 25.
5.13 Manövrering Inkopplingsenheten bör drivas pneumatiskt med en pneumatisk cylinder med ett tryck på maximalt 8 bar. Luftmatningen som krävs kommer från kompressorn.
Av konstruktionsmässiga skäl bör luftmatningen ske genom en befintlig ventil. Om växellådshusets sida används för placering av luftmatning kommer borrhål krävas. Dessa bör förstärkas med borrtorn för att öka hållfastheten på inkopplingen.
Figur 25: Inkopplingsenhetens placering i växellådan. (Daniel Petersen, Design Engineer, Scania CV AB)
21
6. Genomförande 6.1 Undersökning av lämpliga kopplingar Olika typer av kopplingar undersöktes. De lämpligaste visade sig vara:
Multilamell-koppling Centrifugalkoppling Konkoppling Synkroniseringsmekanism (vilket egentligen är en detalj i en växellåda och inte en
koppling).
6.1.1 PUGH:s matris Scanias krav viktades med hänsyn till inkopplingsenhetens funktion. Följande önskemål förtecknades.
Vridmoment 1200 Nm Få maskinkomponenter Återvinningsbar Lång livslängd Ej innehålla miljöfarliga ämnen Låg risk för slirning Varvtal 700-1300 rpm Nyttjas i olja Inkopplingstid under 2 s Kompakt konstruktion God monteringsbarhet Låga krav på smörjning Tystgående Lätt att leda bort värme Manövreras pneumatiskt Modulerbar konstruktion Skall klara av 140° C Lätt att reparera Låg vibrationsavgivelse
Multilamell-kopplingen valdes till referens. Därefter jämfördes varje kopplings funktion gällande kriterierna mot referensen. De som var bättre än referensen fick ett plus och de som var sämre fick ett minus. Efter att en utvärdering gjorts på varje koppling summerades poängen. De kopplingar som fick högst poäng valdes ut för vidareutveckling. Två kopplingar fick lika hög poäng, varför båda dessa fick gå vidare, App. 3. 6.2 Konceptgenerering PUGH-matrisen utgjorde underlag för konceptgenereringen. Det följdes upp av en brainstorming. Enkla skisser togs fram för de första koncepten. Skisserna avser på konstruktioner av multilamell-koppling kombinerad med synkroniseringsmekanismen. 6.3 Konceptval Samtliga konceptförslag redovisades för våra handledare på KTH och på Scania. Det lades fram lösningar på både konstruktion och design. Därefter valdes ett av koncepten, nämligen Multi 2x i samråd med handledarna.
6.4 FTA FTA startades genom att ta fram det grundläggande felet, vilket var: ”inkopplingsenheten fungerar inte när kopplingen är aktiverad”. Efter det studerades det om komponenterna kunde orsaka fel så att inkopplingsenheten inte fungerade. De fel som hittades i komponenterna studerades sedan djupare, där grundorsakerna till dessa fel togs fram. När alla orsakerna till fel hittades skissades en FTA ner i ett grafiskt program, App. 2.
22
6.5 Riskbedömning
Riskbedömningen startades genom att hitta orsaker som kunde uppkomma till följd av fel. Till hjälp användes FTA för att hitta fel, App. 2. Efter det studerades den förebyggning som gjorts i konstruktion av komponenterna, för att undvika att fel uppkom. Detta avslutades med att analysera om en verifiering gjorts, för att säkerhetsställa förebyggningen, App. 4.
6.6 Beräkningar Under arbetets gång har ett antal beräkningar genomförts:
En backs massa i en centrifugalkoppling.
Erforderlig kraft på konkoppling.
Antal lamellskivor som behövs i en multilamell-koppling.
Lämplig diameter på multilamellaxeln.
Axiell kraft på en multilamell-koppling.
Radiell kraft på en multilamell-koppling.
Val av tänkbart vinkelkontaktkullager.
Modifierad nominell livslängd samt modifierade driftstimmar på valt lager.
Vridspänning på gaffeltrumman.
Godstjocklek på tallriksfjäder till låsmekanism och längden på fjäderpaketet.
Kraften på en tallriksfjäder placerad i mellan lamellskivan och mellanläggsskivan, samt den totala kraften på alla de fjädrarna.
Längd på bomförband till gaffeltrumman.
Längd på bomförband till medbringstrumman.
Inkopplingstid för inkopplingsenheten.
Utmattning av multilamellaxeln.
23
7. Resultat 7.1 Konceptgenerering
Figur 26: Det här blev resultatet av konceptgenereringen.
24
7.2 Koncept 7.2.1 Multi 1x Konceptet använder en multilamellkoppling med inspiration från en synkroniseringsmekanism och bomförband, för att överföra rotationshastighet och vridmoment till bakre kraftuttaget i växellådan som inkopplingsenheten kommer driva.
Funktion Kopplingen fungerar sålunda. Ingående axelns rotationshastighet och vridmoment tas upp genom bomförband i medbringaren (H). Medbringaren är lagrat i lagret (L), som medger viss snedställning. När kopplingen ej är aktiverad kommer multilamellaxeln (G) att rotera tillsammans med mellanläggsskivorna (J).
När inkoppling sker kommer kolven som sitter i tryckkammare (F) pressa samman lamellskivorna (K) och mellanläggsskivorna (J). Sammanpressningen packar samman skivorna för att därmed skapa friktion. Denna friktion ger upphov till en synkronisering av rotationshastigheterna mellan skivorna och därmed en låsning. Denna låsning möjliggör överföring av rotationshastigheten och vridmomentet till gaffeltrumman (D).
Tryckkammaren fylls med luft, och förflyttar multilamellaxeln (G). Denna förflyttning innebär att axeln visserligen kommer att glida i sitt fäste i medbringaren (H) en aning, men fortfarande stanna kvar med bommarna. De fjädrarna (E) börjar komprimeras till följd av axelns förflyttning. Multilamellaxelns (G) främre del bomföraren (C) för då in axeln i gaffeltrummans (D) bomförband.
För att underlätta inkopplingsförloppet är multilamellaxeln (G) försedd med en synkroniseringsring (I). Denna synkroniseringsring utan kona kommer vid kontakt med bomförbanden i gaffeltrumman att låsas in i spåren och därmed vrida in multilamellaxeln (G) till rätt läge för att få in bommarna. Detta förlopp är själva låsningen som gör att momentet överförs genom bommar i bomförbandet mellan gaffeltrumman (D) och multilamellaxeln (G).
När lamellskivorna har pressats samman och multilamellaxeln är inpressad i gaffeltrumman, kommer kopplingen att överföra rotationshastigheten och vridmomentet till växellådans bakre kraftuttag, Fig. 27.
Figur 27: Konceptet Multi 1x.
25
Figur: 28 Teoretiskt glapp i synkroniseringsringen.
Fördelar:
Liten diameter. ”Lock up” förhindrar slirning av lamellskivor. Klarar av vinkeländring hos ingående axel.
Nackdelar:
Dyr, på grund av stora krav på tolerans i bomförband i gaffeltrumman. Byrålådseffekt kan uppkomma på synkringen. Lång. Svårt att tillverka trumman.
Då det måste finnas ett naturligt glapp i synkroniseringsringen för att möjliggöra inkoppling, bör konstruktionen av den möjliggöra att den vinkel som finns, stämmer överrens med hur många grader synkroniseringsringen får rotera från sida till sida. Fig. 28.
7.2.2 Multi 2x Konceptet använder en multilamellkoppling med inspiration från en klo-koppling till att överföra rotationshastighet och vridmoment.
Funktion Kopplingen fungerar sålunda. Ingående axelns rotationshastighet och vridmoment tas upp genom bomförband i medbringare (G). Medbringaren är lagrad i lagret som sitter runt medbringaren som medger en viss snedställning. När kopplingen ej är aktiverad, kommer multilamellaxeln (J) att rotera tillsammans med mellanläggsskivorna (H).
När inkoppling sker kommer kolven som sitter i tryckkammaren (F) pressa samman lamellskivorna (I) och mellanläggsskivorna (H). Sammanpressningen packar samman skivorna för att därmed skapa friktion. Denna friktion ger upphov till en synkronisering av rotationshastigheterna mellan skivorna och därmed en låsning. Denna låsning möjliggör överföring av rotationshastigheten och vridmomentet till gaffeltrumman (A).
Tryckkammaren fylls med luft, och förflyttar multilamellaxeln (J). Denna förflyttning innebär att axeln visserligen kommer att glida i sitt fäste i medbringaren (G) en aning, men fortfarande stanna kvar med bommarna. De fjädrarna (C) börjar komprimeras till följd av axelns förflyttning. Medbringstrumman (E) pressas över gaffeltrummans (D) bommar och skapa en låsning.
Figur29: Konceptet Multi 2x.
26
För att underlätta inkopplingsförloppet är medbringstrumman (E) försedd med bommar som är vinklade och spetsade. Denna geometri används bl.a. i synkroniseringsringar och möjliggör ett inkopplingsförlopp där bommarna glider in, hellre än vrids in.
När lamellskivorna har pressats samman och medbringstrumman är ihopkopplad med gaffeltrumman, kommer kopplingen överföra rotationshastigheten och vridmomentet till bilens bakre kraftuttag. Fig. 29. Fördelar:
Äntringsfas kan svarvas på trumman. Kort. Klarar av vinkeländring hos ingående axel. Enkel tillverkning av trumma. ”Lock up” förhindrar slirning av lamellskivor.
Nackdelar:
Stor diameter
27
7.3 Konceptval 7.3.1 CS13 Det som först skulle bli en enhet av både en multilamell-koppling och en synkroniseringsmekanism, blev nu istället en med enbart en multilamell-koppling. Det slutgiltiga konceptvalet blev slutligen ”Multi 2x”, som senare vidareutvecklades till CS13, Fig. 30 och 32.
Figur 30: Renderad bild.
Figur 31: Logga till inkopplingsenheten.
Figur 32: Renderat fjärdedelssnitt på inkopplingsenheten.
28
1 3
5 4
6
2
7.4 Funktionsbeskrivning
Steg 1: Ingående axel från sidomonterade kraftuttaget/drivenheten får medbringaren att rotera då det sitter i ett tvåradigt vinkelkontaktkullager. Multilamellaxeln är fäst i medbringaren med bomförband. Multilamellaxelns andra ände är helt slät. På den änden finns en utfyllnadsring som i sin tur är fäst i ett tvåradigt vinkelkontaktkullager. Detta lager är inpressat i gaffeltrumman. Steg 2: Då multilamellaxeln börjat rotera, roterar även medbringstrumman tillsammans med tryckskivorna och mellanläggsskivorna, då även dessa är försedda med bomförband. Detta är det ursprungliga läget när kopplingen är urkopplad. Steg 3: En brytare i hytten trycks ner och flödet av tryckluft fyller tryckkammaren genom en ventil. Luften trycker på kolven. Kolven ligger i kontakt med kopplingshuset där tätningsringar finns på dess yttersta diameter. För att få medbringstrumman att rotera fritt finns ett tvåradigt vinkelkontaktkullager inpressat i kolven. Kolven börjar röra sig framåt och trycker på medbringstrumman, vilket gör att mellanläggsfjädrarna pressas samman och lamellskivorna pressas ihop tillsammans med mellanläggsskivorna. När detta sker kommer skivpaketet att bli kompakt. Steg 4: För att kunna driva gaffeltrumman är lamellskivorna konstruerade med sex stycken tänder. Lamellskivornas tänder befinner sig i gaffeltrummans spår och eftersom att skivpaketet är stelt kommer därmed gaffeltrumman att börja rotera. Ett tvåradigt vinkelkontaktkullager är påpressat på den ände av gaffeltrumman som har minst ytterdiameter.
Figur 33: Renderat fjärdedelssnitt på inkopplingsenheten.
29
Steg 5: I detta läge har endast kolven pressats in en kort bit och kommer fortsätta att pressas framåt, tills den nått kopplingshusets kolvände. Därvid pressas låsningsfjädrarna ihop vilket gör att de bomförband som finns på både gaffeltrumman och medbringstrumman går i varandra och därmed låser kopplingen. I detta steg är kopplingen fullt inkopplad och kan överföra den rotationshastighet och vridmoment den är konstruerad för. Medbringstrummans cirkulära hål där gaffeltrumman går i är försedd med bommar. Steg 6: Vid urkoppling kommer inkopplingsenhetens ventil att aktiveras med hjälp av en impuls från förarhyttens brytare, vilket medför att luften släpps ut och trycket på kolven minskar. Låsningsfjädrarna pressar tillbaka kolven, och därmed upphävs låsningen mellan gaffeltrumman och medbringstrumman. När låsningen är upphävd kommer sedan mellanläggsfjädrarna att pressa isär lamellskivorna. Friktionen mellan lamellskivorna avtar. Detta förflyttar kolven till dess ursprungsläge. Kopplingen är nu urkopplad, Fig. 33. 7.5 Komponenter 7.5.1 Kopplingshus Inkopplingsenheten är försedd med ett kopplingshus för att skydda och fixera inkopplingsenhetens inre delar.
Det finns flera skäl till att kopplingshuset existerar och dessa är listade nedan: Inkopplingsenheten behöver stationärt förankras i växellådshuset, så att luftslangen
inte slits sönder. Kopplingens inre delar får ett bra stöd med hjälp av kopplingshuset, då det bl.a. ser till
att de yttre tvåradiga vinkelkontaktkullagren är placerade på sin plats. Kopplingshuset ser till att ett flöde av växellådsolja blir möjligt, tack vare de öppna
sektionerna. Detta ser till att kyla och smörja inre delar i inkopplingsenheten, för att därmed öka dess livslängd.
Till fördel för de tvåradiga vinkelkontaktkullagren som finns i inkopplingsenheten är kopplingshusets väggar som är placerade mot lagren urgröpta i hörnen där lagren vilar. Detta ger en reducerad påfrestning på kopplingshuset, Fig. 34.
Figur 34: Renderad fjärdedelsbild på kopplingshuset.
30
7.5.2 Multilamellkoppling Lamellkopplingen innehåller gaffeltrumma, kolv, medbringstrumma, tryckskivor, lamellskivor, mellanläggsskivor och tallriksfjädrar. Lamellkopplingen valdes på grund av dess snabba inkoppling, att den klarar av att överföra föreskrivet vridmoment, klarar av önskat varvtal, kan manövreras pneumatiskt, kan nyttjas i olja samt är modulär genom att man ändrar antalet lamellskivor. Alla delar är nödvändiga för att lamellkopplingen skall fungera optimalt. Kolven använder pneumatik för att pressa fram medbringstrumman. Samtidigt låses bomförbanden hos både gaffeltrumman och medbringstrummans fast i varandra. Tack vare friktionen mellan lamellskivorna kan rotationshastighet och vridmoment överföras till gaffeltrumman, som vidareför rotationen till kraftuttaget, Fig. 35.
7.5.3 Tallriksfjädrar Tallriksfjädrar som används i konstruktionen är placerade på två ställen, nämligen mellan lamellskivorna och mellanläggsskivor, dels vid gaffeltrummans bakände.
Fjädrarna vid det sistnämnda stället har till uppgift att verka mot den kraft som anbringas genom kolven. De skall motverka kolvens intryckande rörelse. Enkelt förklarat kan det sägas, att dessa fjädrar hindrar kolven från att låsa fast gaffeltrummans bomförband i medbringstrummans, då inkopplingsenheten kopplas ur.
Figur 36: Låsningsfjäder. Figur 37: Mellanläggsfjädrar.
Figur 35: Multilamellkopplingen.
Gaffeltrumma Medbringstrumma Kolv
Tryckskiva
Mellanläggsskiva
Lamellskiva
31
Figur 39: Fjärdedelssnitt ur medbringstrumman.
Figur 40: Medbringstrumman.
Figur 41: Multilamellaxeln.
Tallriksfjädrar används på grund av begränsat utrymme. Dock har fjädrarna en begränsning i hur långt de kan pressas ihop tills de har blivit platta och nått sitt bottenläge. Men detta har tagits hänsyn till, Fig. 36 och 37.
7.5.4 Vinkelkontaktkullager Hela inkopplingsenheten skall innehålla tvåradiga vinkelkontaktkullager. Ett lager i utförande A(3207 A) valdes. Eftersom detta lager har liten ytterdiameter, får inkopplingsenheten små dimensioner. Men även (3209 A) och (3206 A) har valts till andra delar i inkopplingsenheten. Då dessa lager var de som hade minsta innerdiameter och som kunde användas till andra komponenter i inkopplingsenheten, Fig. 38. [43]
7.5.5 Medbringare Inkopplingsenheten har behov av att hantera en axel som är snedställd. Därför kom medbringaren till. Eftersom det uppkommer radiella krafter vid en vinklad axel, har radialkraften beräknats. Medbringaren motverkar att multilamellaxeln får en konisk rörelse som skulle kunna slita ut friktionsmaterialet. För att minska temperaturen är medbringaren försedd med ett hål rakt igenom, som förutom temperaturreduceringen medger smörjning av bommarna, Fig. 39 och 40.
7.5.6 Multilamellaxel I inkopplingsenhetens centrumlinje finns denna axel. Axeln är försedd med bomförband i sin mellersta del för att försörja skivpaketet och medbringstrumman med rotationshastighet och vridmoment.
Multilamellaxelns ände som pekar mot gaffeltrumman är placerad i en utfyllnadsring. Denna ring ser till att fylla ut avståndet till lagret för att ge en bättre passning. Axeln är placerad i ett lager för att undvika onödiga vibrationer eller svängningar som skulle kunna ske om axeln inte varit förankrad. Axeln har valts att förankras i CS13, för att undvika skador på lamellskivorna. Dock var axeln rörlig i koncept Multi 2x.
Figur 38: Tvåradigt vinkelkontakt kullager.
32
Multilamellaxeln är beräknad till 28 mm, för att klara av vridmomentet på 1200 Nm. De bomförband som finns på axeln tas ej hänsyn till vid vridspänningsberäkningarna. Axeln är gjord av stål för att klara av de krav som ställs på den. Materialet är sätthärdat, Fig. 41.
7.5.7 Tätningsringar Inkopplingsenheten har två tätningsringar. Dessa två ringar är placerade på kolven.
De är x-formade i tvärsnittet. De har fördelen att de vid fram-och återgående rörelse glider fram, till skillnad från o-ringar som kan utsättas för torsionsskador, Fig. 42.
7.5.8 Material
Kolv – Sintrat stål, SS 8102-09. [44] Utfyllnadsring – Sätthärdat legerat stål 142534-5. [45]
Lamellskivor – Sätthärdat legerat stål 142534-5. [45]
Tätningsringar – Nitrilgummi, NBR (elast) [49]
Friktionsmaterial – Sinterstål, SS 8100-12. [46] Medbringaren – Sätthärdat legerat stål 142534-5. [45]
Mellanläggsskivor- Gråjärn SS 01 40-00 [52] Kopplingshus – Gjutstål SS 1606-02 [53]
Medbringstrumma –Sintrat stål, SS 8102-09. [44] Skruvar – Rostfritt stål, SS 2303-02, [51]
Multilamellaxel - Sätthärdat legerat stål 142534-5. [45]
Muttrar – Rostfritt stål, SS 2303-02, [51]
Tallriksfjädrar – Fjäderstål, SS 2230-00. [48] [54] Gaffeltrumma – Sätthärdat legerat stål 142534-5. [45]
Tryckskivor – Sätthärdat legerat stål 142534-5. [45]
Figur 42: Tätningsring med en sektion borttagen.
33
7.5.9 Placering Inkopplingsenheten skall placeras innanför lagerhuset och fästas på detsamma. Den bör förmonteras tillsammans med lagerhuset, innan den placeras i växellådan, Fig. 43. 7.5.10 Manövrering Inkopplingsenheten skall manövreras med pneumatik, där en ventil används för både inkoppling och urkoppling.
Figur 43: Inkopplingsenheten placering i växellådan (Daniel Petersen, Design Engineer, Scania CV AB).
34
7.6 Beräkningar 7.6.1 Beräkning av Multilamell-koppling. Exempel 1: Homogen nötning (uniform-wear). ”Note that the uniform-wear assumption gives a lower torque capacity for the clutch than does the uniform-pressure assumption. The higher initial wear at the larger radii shifts the center or pressure radially inward, given a smaller moment arm for the resultant friction force. Clutches are usually designed based on uniform-wear. They will have a greater capacity when new but will end up close to the predicted design capacity after they are worn in.” Sökt: , å . Givet:
1200 0,05 ö
7 ∙ 10 Det kan visas att det maximala överförbara vridmomentet för en godtycklig ytterradie kan erhållas när innerradien är:
13
0,577 ∙
∙ ∙ ∙ ∙
∙ 0,577 ∙ ∙ ∙ 13∙
0,3849 ∙ ∙ ∙ ∙
0,3849 ∙ ∙ ∙
0,3849 ∙ ∙ ∙
0,1683866702
0,0971591087 97 Vi testar med en ytterdiameter på 60 mm för att erhålla ett approximativt värde av antalet lamellskivor.
:168 ∙ 260
5,6
Svar: Varje lamellskiva har en ytterradie på 168 mm, dvs. 336 mm i ytterdiameter. 6 lamellskivor behövs i Multilamell-kopplingen. [1X]
Beräkningsfigur 1: Radier på cirkeln som används i beräkningen.
35
Exempel 2: Homogent tryck (uniform-pressure).
Sökt: , å .
1200 0,05 ö
7 ∙ 10
∙ 2 ∙3
23∙ ∙ ∙ 1 0,577
∙ 32 ∙ 0,81 ∙ ∙
0,2723891826
Det kan visas att det maximala överförbara vridmomentet för en godtycklig ytterradie kan erhållas när innerradien är:
13
0,577 ∙ 0,1571685584
Vi testar med en ytterdiameter på 60 mm för att erhålla ett approximativt värde av antalet lamellskivor.
:272 ∙ 260
9,066666667
Svar: Varje lamellskiva har en ytterradie på 252 mm, dvs. 504 mm i ytterdiameter. 9 lamellskivor behövs i Multilamell-kopplingen. [1X]
Beräkningsfigur 1: Radier på cirkeln som används i beräkningen.
36
7.6.2 Beräkning av antal lamellskivor som behövs i multilamell-kopplingen. Enligt beräkning 7.6.1, Exempel 1 krävdes 6 st. lamellskivor för att klara av vridmomentet, där hela skivan var belagd med friktionsmaterial. Efter samtal med handledare bestämdes en yttediameter på 70 mm, istället för 60 mm eftersom innerdiametern också blev större. Detta var för att fjädrar skulle placeras under lamellskivorna, vilket gjorde att skivans friktionsmaterial fick tas bort då fjädrarna inte skulle få plats annars.
Sökt: Antal lamellskivor
: 35 0,035 22.5 0,0225
En lamellskivas area med en friktionsyta:
∙ 2 2 0,0022580197
En lamellskiva med två friktionsytor ger då arean: ∙ 2 0,0045160394
Ur uppgift 7.6.1, beräknad inner- och ytterradie vid beräkning av antal lamellskivor:
Givet:
168 0,168 97 0,097
∙ 2 2 0,059
13,06454501
Svar: 13 st. lamellskivor behövs i Multilamell-kopplingen. Eftersom det skall finnas mellanläggsskivor på vardera sidan om lamellskivorna kommer det krävas 14 st. mellanläggsskivor.
7.6.3 Beräkning centrifugalkoppling.
Se App. 10.
7.6.4 Beräkning av konkoppling. Se App. 11.
Beräkningsfigur 2: Radier på cirkeln som används i beräkningen.
37
7.6.5 Beräkning av lämplig diameter på axel.
Sökt: , för att klara av maximal tillåten vridspänning.
ö . (1) [5X]
∙ . (2) [6X]
:
1200 28 0,028
ä ä å 142534 5 å ;1180 ä [7X]
1,5 ä
(2) insatt i (1):
∙16
786666666,7 å ä
0,6 ∙ 472000000 å ä
!
Svar: En axeldiameter på 28 mm är lämplig för att klara av maximalt tillåten vridspänning på 472 MPa.
d
Beräkningsfigur 3: Multilamellaxeln utsatt för vridning.
38
D d
7.6.6 Beräkning av axiella kraften på en multilamell-koppling. Sökt:
:
2
7 ∙ 10
70
28
35 0,035
14 0,014
∙2
∙
:
∙ ∙ 2262,889189N ,
Svar: Den axiella kraften är 2,3 kN
7.6.7 Beräkning av radiella kraften på multilamell-kopplingen. Se App. 12. 7.6.8 Val av vinkelkontaktkullager till inkopplingsenheten.
Test om lagret 3207A är lämpligt att använda i inkopplingsenheten. Lagret är tänkt att placeras i kolven, samt även på gaffeltrumman mot lagerhuset. Minsta innerdiametern på lager som skulle kunna användas är 35 mm. [14X]
ö : , uträknat C.
: 4000
3 ö [17X]
2000
2,3
0,2 - å ä 7.6.7, . 12 . ö ä
rO
ri
Beräkningsfigur 4: Axiella kraften.
Beräkningsfigur 5: Tvåradigt vinkelkontaktkulager.
39
Ekvivalent dynamisk lagerbelastning:
∙ ∙ , när (1) [15X]
ö ; 3 .
:0,80,630,781,24
11,5 [15X]
(1):
∙ ∙ 2,978
∙ ∙ ∙ 23,31695167
, C ur tabell. [14X]
!
Svar: Med uträknat C 23 kN, så kan vi konstatera att lager 3207A med d=35 mm och C=40 kN fungerar. Med denna beräkning antager vi att även lager 3206A med en innerdiameter på 30 mm samt lager 3209A med en innerdiameter på 45 mm också fungerar.
7.6.9 Beräkning av nominell livslängd (antal varv) samt antal drifttimmar (tid) för lager 3207 A.
Sökt: Modifierad nominell livslängd, L samt modfierade driftstimmar . Modifierad nominell livslängd:
:
0,21 99% ö
1,18 ö "3207A" 35 40
2,978
2000
0,3962390866 0,4
25 ä , 0,4 1
40
3 ö
23
∙ ∙ 2418,626078 2419 ∙ 10 , [17X]
Modifierade driftstimmar:
∙ ∙ 20155,21732 [17X]
Svar: Det valda lagret 3207A har en modifierad livslängd på 2,4 miljarder varv och modifierade driftstimmar 20 000 h, vilket gör att det kommer hålla för konstruktionen. Med denna beräkning kan det konstateras och antagas att lager 3206A och 3209A också kommer att hålla.
7.6.10 Vridspänning för gaffeltrumman Se App. 13.
7.6.11 Beräkning av låsningsfjädrar Sökt:
1) Hur stor tjock godstjocklek (t) varje fjäder bör ha, om fyra stycken serie-parallellt staplade fjädrar användes, då de tillsammans skall ha en totalkraft på omkring 800 N i platt läge. Där 800 N används för att inte alla fjädrarna i inkopplingsenheten tillsammans skall kunna pressa med stor kraft, som kolven.
2) Hur långt fjäderpaketet blir (L), om det innehåller 3 st låsningsbrickor på vardera 2 mm. Där låsningsbrickorna är de skivor som separerar fjädrarna.
Givet: Ytterdiametern, D = 70 mm Innerdiametern, d= 33 mm Elasticitets-modul för materialet*; E = 210 GPa (210 000 MPa) Poissons konstant, ν = 0,3
vid platt läge för en fjäder = 800N/4 fjädrar =200 N
* Materialet avser fjäderstål SS2230
2,1212 ö å
∝1∙
1
11
2ln
0,7162332999 ä
L
Låsningsfjäder
Låsningsbricka
Beräkningsfigur 6: Längd på fjäderpaketet.
41
Fyra stycken fjädrar skulle dela på 12,9375 mm. Varje fjäder bör inte pressas in mer än 75 % av sin maximala inpressning till platt läge. Varje fjäder får omkring 3,25 mm att pressas in, vilket var 75 % av den totala höjden, h. Men eftersom den totala höjden krävdes genomfördes en omräkning av den höjden som motsvarade enbart 75 %.
a =3,25 mm = 75 % av h
4,333333333 4,33
Genom detta uträknade h, kunde beräkningen fortsätta för att söka tjockleken till fjädrarna.
∙ ∙ ∙
∙ ∙ [20X]
3 :
∙ 1 ∙ ∙4 ∙ ∙
0,5598523831 ,
Eftersom tjockleken erhållits genom beräkningen kan tallriksfjäderns totala höjd, H beräknas:
Enligt Beräkningsfig. 6, c=4 (antalet låsningsfjädrar) d=3 (antalet låsningsbrickor) och e=2 (tjockleken på låsningsbrickan):
4,893185716 (höjden av fjädern med godstjockleken inräknad)
Totala fjäderpaketets längd:
∙ ∙ 25,57274286 ,
Svar: Godstjockleken för tallriksfjädrarna, t är 0,56 mm. Längden för hela fjäderpaketet, L är 25,6 mm.
[19X]
7.6.12 Beräkning av tallriksfjäder till multilamellen
Se App. 14.
7.6.13 Beräkning på bomförband till gaffeltrumman Se App. 15.
7.6.14 Beräkning på bomförband till medbringstrumman Se App. 16.
42
7.6.15 Beräkning av inkopplingstiden på inkopplingsenheten För att ta reda på vilken inkopplingstid som kunde förväntas, måste man känna en volym i tryckkammaren, vilket är det hål som finns bakom kolven i kopplingshuset med formen av ett L, Beräkningsfig. 7. Denna volym beräknades som en approximation där tryckkammaren approximerades med två cylindrar.
Flöde som var erfordras för att uppnå en inkopplingstid på 2 sekunder, beräknas.
Sökt:
1) Totalvolym för tryckkammaren, VAB. 2) Flödet som krävs för en inkoppling på maximalt 2 sekunder, qv. 3) Tvärsnittsarea för slangar med diametern, 4, 6, och 10 mm, A4, A6, A10. 4) Inkopplingstiden för slangdiametrarna, t4, t6, t10.
Givet:
dA, dB = 10 mm (diameter för cylindrarna) hA = 7 mm (höjd cylinder A)
hB = 20 mm (höjd cylinder B) t2s = 2 sekunder (Maximal inkopplingstid [s])
Formler
Volym Volymflöde Area Hastighet Tid
∙ ∙ ∙4
Beräkna volymen i cylinder A:
∙ ∙ 5,497787144 ∙ 10 5,5 ∙ 10
Beräkna volymen i cylinder B: ∙ ∙ 1,570796327 ∙ 10 1,57 ∙ 10
Beräkning av totala volymen för tryckkammaren. 2,120575098 ∙ 10 2,1 ∙ 10
Beräkningsfigur 7: Mått i tryckkammaren.
43
Beräkna flödet som krävs för en inkopplingstid på max. 2 sekunder:
1,060287549 ∙ 10 1,1 ∙ 10
Beräkna area för given slang:
∙4
1,256637061 ∙ 10 1,26 ∙ 10
∙4
2,827433388 ∙ 10 2,83 ∙ 10
∙4
7,853981634 ∙ 10 7,85 ∙ 10
Beräkna hastigheten i slang:
0,0843750023 0,08 /
0,0378674125 0,04 /
0,0135000004 0,01 /
Beräkna inkopplingstiden:
0,1777777729 ,
0,3961189585 0,4
1,111111078 1,1
Svar: Inkopplingsenheten kan kopplas in på 0,2 s, med en slang som Scania använder med en innerdiameter på 4 mm.
[23X]
7.6.16 Beräkning av utmattning på multilamellaxeln Sökt: , säkerhetsfaktor mot utmattning. Givet:
33 28 2,75 1470 (dragbrottgräns) [25X] 1180 (sträckgräns) [25X]
735 (utmattningsgräns vid växlande drag)
Belastningsfall: 1 sin (rent växlande). [26X]
10
44
∙
∙278,4 [27X]
Beräkning av maximal vridspänning i axel:
0,098
1,18 1,3 , ä .
∙ 361920000 361,9 [26X] Beräkning av effektivspänning, enligt Von Mises:
3 ∙ 1085760000 1085 (1) [28X] Beräkning av , då vi antar att mittspänningen, är 0 vid växlande last:
0
[27X]
2
2 ∙ 0
Beräkning av spänningsamplitud, :
å ä ä ä 1 , 2 :
(2) [27X]
2
2
2 ∙ 2
45
0,6 ∙ 441 [26X]
735 ´ 1085
´
, [26X]
[29X]
Ur bild: 1470 1180
Svar: I axeln uppkommer utmattning, Beräkningsfig. 8. Axeln måste därför dimensioneras om för att undvika att utmattas. Ett material med högre utmattningsgräns bör väljas för att axeln skall kunna användas.
[24X]
1500 1000 500
o
1500
1000
500
B
A
Beräkningsfigur 8: Haigh-diagram.
46
8. Diskussion
8.1 Manövrering Drivning med pneumatik är en fungerande lösning, men manövreringen skulle kunna ske genom hydraulik istället. En lösning med pneumatiska cylindrar är en fördel av den anledningen att det redan finns tillgång till tryckluft från en kompressor i lastbilen. Ett hydrauliskt system kräver en oljepump. En fördel med att använda olja som tryckmedium är att kolven kan trycka med en större kraft, vilket gör att cylindern kan göras mindre. Manövrering skulle även kunna ske genom en elektromagnet eller manuellt genom hävarmar.
Tanken är att ett kraftuttag aktiveras med en knapp i förarhytten och eftersom inkopplingsenheten sitter på kraftuttaget, så kommer den aktiveras samtidigt. Det ger föraren ansvar att själv koppla i och ur enheten. Inkopplingen skulle även kunna ske med hjälp av en styrenhet och kan kopplas in när föraren vill använda den. Styrenheten ger mer komfortmässiga fördelar samt ett kanske mer optimalt inkopplingsförlopp. Fördelen med att låta en styrenhet göra inkopplingen är att när föraren tryckt på knappen, kan styrenheten bedöma när det är mest lämpligt att koppla in. Det ger därefter en lägre bränsleförbrukning i lastbilens livslängd. Detta skulle kunna liknas vid Scanias system med ”Opticruise”, där en manuell växellåda växlas av en styrenhet.
Om det pneumatiska systemet som styr inkopplingsenheten havererar, borde ett hjälpsystem finnas till hands.
8.2 Val av material till komponenterna 8.2.1 Sintrat stål De komponenter som är gjorda av detta material är; kolven, friktionsmaterialet till lamellskivorna samt medbringstrumman. Materialet har valts till dessa komponenter på grund av:
Kan tillverkas med en komplex geometri. ”Hög hållfasthet”. ”God slitstyrka”. [46]
8.2.2 Sätthärdat legerat stål De komponenter som är gjorda av detta material är; lamellskivorna, multilamellaxeln, tryckskivorna, gaffeltrumman, utfyllnadsringen och medbringaren. Materialet har valts till dessa komponenter på grund av:
”Den höga ythårdheten ger ett högt slitagemotstånd.” [55] 8.2.3 Gråjärn Den komponent som är gjord av detta material är mellanläggsskivan. Materialet har valts till dessa komponenter på grund av:
”Mycket god tryckhållfasthet”. ”God värmeledningsförmåga”. ”Utmärkta gjutegenskaper”. ”God skärbarhet”. ”Goda glidegenskaper”.
47
”Relativt god draghållfasthet”. ”Låg seghet”. [47]
8.2.4 Fjäderstål Den komponent som är gjord av detta material är tallriksfjädern. Materialet har valts till dessa komponenter på grund av:
”– 40 till +225 °C” [54]
”Tallriksfjädrar är särskilt lämpade i konstruktioner där man söker stora krafter men har begränsat utrymme.” [48]
8.2.5 Gjutstål Den komponent som är gjord av detta material är kopplingshuset.
Materialet har valts till dessa komponenter på grund av:
”Höjd hållfasthet genom höjd kolhalt”. [50]
8.2.6 Rostfritt stål De komponenter som är gjord av detta material är muttern och skruven. Materialet har valts till dessa komponenter på grund av:
”Måttlig korrosionshärdighet” [51]
8.2.7 Nitrilgrummi Den komponent som är gjord av detta material är tätningsringen.
Materialet har valts till dessa komponenter på grund av:
”God beständighet mot olja”.
”God värmebeständighet”.
”Låg svällning i oljor, bensin, fotogen”. [49]
8.3 Hög viskositet Om oljans viskositet blir högre till följd av kallt klimat eller en annan extern påverkan, kan inkopplingsenhetens funktion hindras. En ökad viskositet skulle kunna ge släpförluster till roterande delar i inkopplingsenheten, vilket på ett sätt motverkar inkopplingsenhetens syfte och kan vara en primär felfunktion.
En ökad viskositet skulle kunna medföra en svårighet för oljan att smörja och kyla enheten. Därför skulle det kunna finnas en sensor i växellådan som varnar om viskositeten förändras. Det ger därmed föraren en möjlighet att planera sin körning.
48
8.4 Olinjära tallriksfjädrar Tallriksfjädrarnas utformning gör dem olinjära i nedböjningen, vilket ger olika kraftutslag ju djupare nedböjningen går. Frågan är om det kan utgöra en fördel.
Det som kan vara intressant är om luftens fyllnad i tryckkammaren kan liknas till tallrikfjädrarnas nedböjningskurva. För när luften fyller tryckkammaren, uppstår det en tidsskillnad så att en viss aktivering av kolven kommer ske, men inte med full kraft. Detta gör att tryckkammaren tar tid på sig att fyllas upp, tills att fyllnadsgraden ger tillräcklig med kraft för att pressa samman tallriksfjädrarna.
Om vi liknar fjädrarnas nedböjningskurva med fyllnaden av tryckkammaren, finns ett möjligt samband mellan dessa två, Fig.44. är nedböjningskurvan olinjär. Observera att detta är ett exempel och inte visar specifik parabel för inkopplingsenhetens fjädrar. Vad detta skulle kunna betyda är att fyllnaden av tryckkammaren som börjar långsamt, för att med tiden fylla upp till total volym som ger maximal kraft, liknar kurvan. Teoretiskt sett liknar detta parabeln för uppmätt nedböjning. Fig.44. Eftersom fjädern är initialvek så räcker ett initialt blygsamt tryck i cylindern för att åstadkomma en ganska stor hoptryckning av fjädern. Med detta resonemang skulle det kunna finnas en fördel då luftens fyllnad ger en nedböjning av fjädern, som liknar varandra.
Själva fördelen skulle kunna visa sig i hur fjädern ger utslag på kraften som skapar nedböjningen. Idag är de fjädrar som använts i inkopplingsenheten konformade och släta, vilket gör att de naturligt har en olinjär nedböjning vid pålagd kraft. Men vad händer om tvärsnittsformen på fjädern ändras.
8.5 Inkopplingstid När beräkningen gjordes fanns målet från Scania att inkopplingsenheten skulle klara av att kopplas in under 2 sekunder.
En slang med innerdiameter på 4 mm och ytterdiameter 6 mm valdes på grund av att de slangarna redan finns på Scania och därför kan användas till inkopplingsenheten. Detta gör att inkopplingstiden blir omkring 0,2 s, ur en teoretisk infallsvinkel.
Beräkningen av volymen hos tryckkammaren är en approximation, där två cylindrar antagits svara för hela volymen. I verkligheten finns det radier i cylindrarnas mötespunkt, men de är bortplockade, då det skall vara en uppskattning av volymen. Hade krökarna funnits med skulle volymen ändras, men det är andra faktorer än valet av approximation som mest påverkar inströmningstiden.
I beräkningen har inte slangkrökar, krökar i tryckkammaren, längd på slang, eller andra faktorer som kan förändra luftflödet. Det är alltså en helt och hållet teoretisk beräkningsmodell. Beräkningsmodellen gjordes approximativt för att få en uppskattning om vad inkopplingstiden är.
När inkopplingsenheten skall låsas med bomförband finns risken att bommarna hamnar snett. Om de hamnar snett kommer det göra att bommarna glider på varandra en kort period, för att sedan låsa. Denna glidning medför att en tidsfördröjning uppkommer, som förlänger
Figur 44: Nedböjningsparabel.
49
inkopplingstiden. Detta resonemang gäller även andra maskinkomponenter som kan fastna eller på något sätt hindra en rörelse, som ger resultatet att inkopplingstiden ökar.
Det som avgör vad tiden slutligen blev är det avstånd kolven måste färdas för att inkopplingsenheten skall låsas. Denna sträcka på ungefär 15 mm måste finnas för att klara av det vridmoment som skall överföras. Det är därför en sträcka på omkring 15 mm som ser till att tiden blir 0,2 s. Det svåra i det här är att uppskatta vad driftfaktorerna har för inverkan. Detta bör studeras vidare för att få fram vad den inkopplingstiden blir. Eftersom beräkning på inkopplingstiden är en approximation, har inte accelerationer av kolv och skivor tagits i hänsyn, vilket skulle kunna göra att inkopplingstiden ökar.
Om allt går enligt det teoretiska kommer inkopplingsenheten att kopplas in på 0,2 sekunder. Men detta kommer inte vara den verkliga siffran, då alla faktorer inverkar.
8.6 Felkälla
Enligt Scania var beräkning 7.6.1, exempel 1, beräkning med homogen nötning användbar och tillräckligt för att tillfredsställa kopplingens behov. Dock anser KTH att beräkningen i exempel 1 bryter mot jämviktsekvationen och är olämplig att användas. KTH rekommenderar istället att använda beräkning 7.6.1, exempel 2, beräkning med homogent tryck.
För beräkning av ytterradien har 7.6.1, exempel 1 använts till inkopplingsenheten, då det enligt beräkningskälla [1X] är vanligt förekommande för kopplingar och dessutom tillfredsställde Scanias behov tillräckligt. Beräkning 7.6.2 som använder ytterradien från 7.6.1, exempel 1 kan därför vara felaktig. Detta bör studeras vidare för att förstärka resultatets trovärdighet och inverkan på inkopplingsenhetens konstruktion.
Enligt exempel 1 ges svaret att varje lamellskiva har en ytterradie på 168 mm och enligt exempel 2 har varje lamellskiva en ytterradie på 252 mm. Eftersom exempel 1 utgör en bas för beräkning 7.6.2, så är den avgörande för konstruktionen av inkopplingsenheten. Om exempel 2 nyttjas, så skulle en omkonstruktion av inkopplingsenheten behöva göras.
50
9. Slutsats Vi har funnit, att vårt koncept Multi 2X är lämpligaste val, som vidareutvecklades till CS13. En från början diskuterad synkroniseringsmekanism togs ej med, vilket gjorde inkopplingsenheten enklare i sin utformning.
Inkopplingsenhetens konstruktion har anpassats för att möta de gränssnitt som finns i växellådan. Detta innebär att den sneda axeln har varit möjlig att behålla för att överföra rotation till inkopplingsenheten. Idag finns även en pneumatisk drift i växellådan, och den kan också användas till inkopplingsenheten.
Erforderliga beräkningar har utförts, och de har varit grunden till dimensionering av de ingående maskinkomponenterna. Beräkningar är genomförda på medbringaren, alla lager, lamellskivorna mm.
En felträdsanalys har gjorts och betraktats under konstruktionsfasen.
Exjobbet presenterades på Scania och en fullskalig presentationsmodell togs fram.
Figur 45: Utskrivna friformsmodeller i fullskala.
51
52
10. Rekommendationer Här nedan följer rekommendationer till företaget, för fortsatt utveckling av inkopplingsenheten. Elektromagnetisk drift skulle kunna analyseras för att enbart driva inkopplingsenheten med el.
Hydraulik kan användas för att reducera kolvens ytterdiameter. Datorstyrd inkoppling kan användas för att reducera bränsleförbrukningen. Behovet av ett hjälpsystem skulle kunna studeras för att om pneumatiken havererar undvika stopp i driften av inkopplingsenheten. En djupare analys om en temperatursensor bör göras för motverkan av skador i enheten till följd av för hög/låg viskositet. FEM-analys bör göras på hela inkopplingsenheten för att upptäcka svagheter i konstruktionen.
Inkopplingsenheten bör fästas i växellådshuset för att undvika att inkopplingsenheten roterar och sliter sönder luftslangen.
Kopplingshuset bör möjligen förstärkas mot böjning i området mellan kolven och medbringaren.
Inkopplingsenheten skulle kunna ha en mindre diameter genom att använda hydraulik istället för att använda pneumatik.
Inkopplingsenheten skulle kunna anpassas mer till formen i växellådshuset, för att spara utrymme.
Ersätta kopplingshuset med ett lättare material, för att reducera dess vikt.
Inkopplingsenheten skulle kunna göras modulerbar för växellådans alla kraftuttagspositioner.
Ta hänsyn till värmeutvidgning av materialen.
Tallriksfjädrarna bör studeras djupare gällande deras olinjära tryckkraft.
Enligt beräkningar håller inte multilamellaxeln för utmattning. Därför rekommenderas omkonstruktion och omdimensionering av multilamellaxeln. Ett material med högre utmattningsgräns bör väljas för att axeln skall kunna användas.
53
Referenslista
[1]: (http://www.scania.se/om-scania/scaniakoncernen/, Hämtad: 2013-03-21, kl:11.30) [2]: (http://karriar.scania.com/pa_gang/2012/scania-deltar-i-battle-of-the-numbers.aspx, Hämtad: 2013-03-21, kl 14.50) [3]: (http://mb.cision.com/Main/209/9362793/86547.pdf, Hämtad: 2013-03-21, kl:14.15) [4]: (Ullman, D., The Mechanical Design Process, 4:e utgåvan, McGraw Hill, 2010 s. 221-224) [5]: (Ullman, D., The Mechanical Design Process, 4:e utgåvan, McGraw Hill, 2010 S 224.) [6]: (Ullman, D., The Mechanical Design Process, 4:e utgåvan, McGraw Hill, 2010 s. 353) [7]: (Ullman, D., The Mechanical Design Process, 4:e utgåvan, McGraw Hill, 2010, s.190) [8]: (Daniel Petersen, Design Engineer, Scania CV AB) [9]: (Påbyggarhandboken- ”Allmän information om kraftuttag”, https://til.scania.com/groups/bwd/documents/bwm/bwm_0000420_01.pdf, s 1-3, Hämtad: 28 mars, kl:09.30) [10]: (Påbyggarhandboken- ”Att välja kraftuttag”, https://til.scania.com/groups/bwd/documents/bwm/bwm_0000418_01.pdf, s.5, Hämtad: 28 mars, kl:09.03) [11]: (”Kraftuttag och hydraulpumpar”, Volvo trucks, 15 juni 2007, Version 8, http://productinfo.vtc.volvo.se/files/pdf/lo/Power%20Take-off%20(PTO)_Swe_08_580115.pdf, Hämtad: 3 april, kl:10.39) [12]: (Norton L, R., Machine Design – An Integrated Approach, Worcester, Massachusetts, Pearson, 2011, s. 996) [13]:(http://www.navsea.navy.mil/nswc/carderock/src/mechrel/products/handbook/CHAPTER12RevC.pdf, ”Brakes and clutches”, s. 12-14 , 11 april, kl: 10:03) [14]: (http://www.cdxetextbook.com/trans/auto/planetary/multidiscclutch.html, 16 april, kl: 14.05) [15]: (http://www.cdxetextbook.com/trans/clutchMan/clutches/multiclutch.html, 16 april, kl:14.15) [16]: (http://www.industrialfriction.com/our-services/friction/relining-services/clutches/centrifugal-clutches/, 5 april, kl: 12.00) [17]: (http://husqvarna.custhelp.com/app/answers/detail/a_id/729/~/research---how-does-a-centrifugal-clutch-work%3F , 5 april, kl:13.00) [18]: (Norton L, R., Machine Design – An Integrated Approach, Worcester, Massachusetts, Pearson, 2011, fjärde upplagan, s. 991) [19]: (Olsson, K-O., Maskinelement, Korotan, Ljyubljana, Slovenien 2008, s.239) [20]: (Industrial Friction Materials Ltd, Cone Clutches, 2011, http://www.industrialfriction.com/our-services/friction/relining-services/clutches/cone-clutches/ (2013-04-10, 11:56) [21]: (Arunkumar G.; och Lawrence P.,”Analysis of Retrofitted Clutch Cum brake (CCB) Assembly”, Indian Journal of Engineering, Januari 2013, 2(3), 7-10. http://www.discovery.org.in/PDF_Files/IJE_20130103.pdf (2013-04-10, 12:23) [22]: (Naval Sea Systems Command, CHAPTER 12, Brakes and Clutches, http://www.navsea.navy.mil/nswc/carderock/src/mechrel/products/handbook/CHAPTER12RevC.pdf (2013-04-11, 10:03, s.14.) [23]: (Mott, L, Robert,. Machine Elements in Mechanical Design, Upper Saddle River, New Jersey, Pearson Education, 2004, Fourth Edition, s.854.)
54
[24]: (Olsson, K-O., Maskinelement, Korotan, Ljyubljana, Slovenien 2008, s. 376.) [25]: (Nationalencyklopedin, synkronisering, 2013, http://www.ne.se/synkronisering ( 2013-04-08, 13:47) [26]: (Bouffet A., “Evaluating Tribology of Synchronizers for Today’s Manual Transmissions”, Fuels & Lubricants Meeting & Exhibition, June 8-10 2004, s.1.) [27]: (Mittuniversitetet, Beskrivning av Mekaniken i Automatiserad Manuell Växellåda med 6 Växlar, 2007-06-26, http://apachepersonal.miun.se/~janlun/downloads/Fordonsteknik/6vaxlad_308.pdf (2013-04-09, 10:25, s.9.) [28]: (Bouffet A., “Evaluating Tribology of Synchronizers for Today’s Manual Transmissions”, Fuels & Lubricants Meeting & Exhibition, June 8-10 2004, s.2) [29]: (Chang Yun India Limited, Multi Cone Rings, 1999, http://www.changyunindia.com/products/multi-cone-rings.aspx (2013-04-09, 11:27) [30]: (Back Ottmar., Senior Manager Product Management, HOERBIGER Antriebstechnik GmbH http://www.hoerbiger.com/upload/file/2013_basicsofsynchronizers.pdf, (2013-04-12, 11:20) [31]: (Bouffet A., “Evaluating Tribology of Synchronizers for Today’s Manual Transmissions”, Fuels & Lubricants Meeting & Exhibition, June 8-10 2004, s.2) [32]: (SKF., SKF huvudkatalog, skolupplaga, SKF-koncernen, 2008, s.406, och s. 433-449) [33]: (http://sv.wikipedia.org/wiki/Bomf%C3%B6rband, 18 maj, 17.31) [34]: (Olsson, K-O., Maskinelement, Korotan, Ljyubljana, Slovenien 2008, s. 128-129) [35]: (http://g3.spraakdata.gu.se/saob/show.phtml?filenr=1/115/185.html#KARDAN-KNUT, 18 maj, kl. 16.16) [36]: (Påbyggarhandboken- ”Allmän information om kraftuttag”, https://til.scania.com/groups/bwd/documents/bwm/bwm_0000420_01.pdf, s. 31, Hämtad: 27 maj, kl:15.48) [37]: (Påbyggarhandboken- ”Allmän information om kraftuttag”, https://til.scania.com/groups/bwd/documents/bwm/bwm_0000420_01.pdf, s. 32, Hämtad: 27 maj, kl:15.48) [38]: (Norton L, R., Machine Design – An Integrated Approach, Worcester, Massachusetts, Pearson, 2011, fjärde upplagan, s. 866- 867) [39]: (http://spirol.com/library/sub_catalogs/dsc-Loading_Stresses_us.pdf 2013-05-15) [40]: (http://spirol.com/library/sub_catalogs/dsc-Design_Guidelines_us.pdf 2013-05-15) [41]: (http://spirol.com/library/sub_catalogs/dsc-Stacking_us.pdf 2013-05-15) [42]: (Eriks O-ringar , http://o-ring.info/en/o-ring/Technical%20Handbook/Technical%20handbook%20O-rings%20update%20april%202013.pdf, s.8) [43]: (SKF., SKF huvudkatalog, skolupplaga, SKF-koncernen, 2008, s.405-407) [44]: (Ullman, E. m.fl., Materiallära, Liber AB, 14de utgåvan, 2008, s.347-348) [45]: (Sundström. B, Handbok och formelsamling i hållfasthetslära, Stockholm, 2008 s. 372) [46]: (Ullman, E. m.fl., Materiallära, Liber AB, 14de utgåvan, 2008, s.349) [47]: (www.skf.com/se/services/gjuteri/Material.html, 31 maj, kl: 13.28) [48]: (http://www.lesjoforsab.com/standard-fjadrar/120-130_sv_id903.pdf , 31 maj, kl 13:59) [49]: (Ullman, E. m.fl., Materiallära, Liber AB, 14de utgåvan, 2008, s.456) [50]: (Ullman, E. m.fl., Materiallära, Liber AB, 14de utgåvan, 2008, s.261) [51]: (Ullman, E. m.fl., Materiallära, Liber AB, 14de utgåvan, 2008, s.240) [52]: (Ullman, E. m.fl., Materiallära, Liber AB, 14de utgåvan, 2008,s.255 ) [53]: (Ullman, E. m.fl., Materiallära, Liber AB, 14de utgåvan, 2008,s.261 ) [54]: (http://catalog.lesjoforsab.com/pdf/en/chapters/208-209_EN.pdf, 31 maj, kl 13:59) [55]: (http://www.bodycote.se/?OBH=259&ID=745, hämtad: 7 juli, kl:15.55)
55
Figurkällor:
Figur 1: (Niina Hyvättinen,Scania CV AB,Organisationsschema, Hämtad: 2013-03-20, kl. 14.05) Figur 4: (Påbyggarhandboken, Scania CV AB). Figur 5: (Påbyggarhandboken, Scania CV AB). Figur 6: (Daniel Petersen, Design Engineer, Scania CV AB) Figur 7: (Daniel Petersen, Design Engineer, Scania CV AB) Figur 8: (Daniel Petersen, Design Engineer, Scania CV AB) Figur 9: (Daniel Petersen, Design Engineer, Scania CV AB) Figur 10: (Daniel Petersen, Design Engineer, Scania CV AB) Figur 11: (Norton L, R., Machine Design, an Integrated Approach, Worcester, Massachusetts, Pearson, 2011, fjärde upplagan, s. 996) Figur 12: (http://auto.howstuffworks.com/dual-clutch-transmission1.htm) Figur 13: (http://www.freeasestudyguides.com/multiple-disk-clutch-assembly.html) Figur 13: (http://loganclutch.com/industrialClutches). Figur 13: (http://loganclutch.com/SSeries). Figur 14: (Olsson, K-O., Maskinelement, Korotan, Ljyubljana, Slovenien 2008, s.240) Figur 17: (Norton L, R., Machine Design ,an Integrated Approach, Worcester, Massachusetts, Pearson, 2011, s.854 ) Figur 18: (Daniel Petersen, Design Engineer, Scania CV AB.) Figur 19: (Synchrotech Transmissions Inc, Carbon Synchros, 2013, http://shop.synchrotech-transmissions.com/images/SYN%20101%20DETAIL.jpg) Figur 20: (http://www.skf.com/group/products/bearings-units-housings/ball-bearings/angular-contact-ball-bearings/double-row-angular-contact-ball-bearings/index.html) Figur 22: (Påbyggarhandboken- ”Allmän information om kraftuttag”, https://til.scania.com/groups/bwd/documents/bwm/bwm_0000420_01.pdf, s. 32-34 ) Figur 23: (http://www.spirol.com/library/sub_catalogs/dsc-Stacking_us.pdf) Figur 25: (Daniel Petersen, Design Engineer, Scania CV AB) Figur 43: (Daniel Petersen, Design Engineer, Scania CV AB) Figur 44: (http://www.spirol.com/library/sub_catalogs/dsc-Deflection_and_Load_Characteristics_us.pdf) Beräkningskällor:
[1X]: (Norton L, R., Machine design, an intergrated approach , Worcester, Massachusetts, Pearson 2011, s.997-999) [2X]: (Jens Wahlström, Konstruktionselementkursen, föreläsning. Problemsamlingen.) [3X]: (16. Clutches and Brakes, 2007-08-15, http://www.uni.edu/~rao/Md-16%20Clutches%20and%20brakes%20.pdf (2013-04-05 11:59) [4X]: (Dirac Delta Consultants Ltd, Cone Clutch, http://www.diracdelta.co.uk/science/source/c/o/cone%20clutch/source.html (2013-04-05, 11:26) [5X]:( Lönnelid, S och Norberg, R., Formelsamling för teknologi och konstruktion M, s. 19) [6X]: (Lönnelid, S och Norberg, R., Formelsamling för teknologi och konstruktion M. s. 20)
56
[7X]: (Sundström, B. Handbok Och formelsamling i Hållfasthetslära, Stockholm, 2008, s. 372) [8X]: (Norton L, R., Machine design, an integrated approach, Worcester, Massachusetts, Pearson, 2011, s. 997) [9X]: (Nils-Gunnar Ohlson, lärare hållfasthetslära, KTH) [10X]: (Brolin, H., mfl. Formler och tabeller - från natur och kultur, 1998, s. 44) [11X]: (”Analys av störningar orsakade av Polhemsknutar i drivlinan”,Scania - Technical report 7004615, Henrik Wentzel – RTCC, 2010-0923, 27 maj, kl 16.00) [12X]: (Fredrik Birgersson, Beräkningsingenjör, Scania CV AB.) [13X]: (Påbyggarhandboken- ”Allmän information om kraftuttag”, https://til.scania.com/groups/bwd/documents/bwm/bwm_0000420_01.pdf, s. 32-34 , Hämtad: 27 maj, kl:15.48) [14X]: (SKF huvudkatalog, skolupplaga, SKF-koncernen, 2008, s. 442) [15X]: (SKF huvudkatalog, skolupplaga, SKF-koncernen, 2008,s.440) [16X]: (SKF huvudkatalog, skolupplaga, SKF-koncernen, 2008, s. 53) [17X]: (SKF huvudkatalog, skolupplaga, SKF-koncernen, 2008,s. 52) [18X]: (SKF huvudkatalog, skolupplaga, SKF-koncernen, 2008,s. 54) [19X]: (Engineersedge, Springs Washer Belleville Equation /Formula, 2007-06-26, http://www.engineersedge.com/belleville_spring.htm (2013-05-14, 13:23). [20X]: (Norton L, R., Machine Design, an integrated approach, Worcester, Massachusetts, Pearson, 2011, s.869) [21X]: (Engineersedge, Springs Washer Belleville Equation /Formula, 2007-06-26, http://www.engineersedge.com/belleville_spring.htm (2013-05-14, 13:23). [22X]: (Jens Wahlström, konstruktionselementslärare, KTH) [23X]: (Dahlvig, G., Energi, faktabok, Liber, 1998, s. 19) [24X]: (Sundström, B. Handbok och formelsamling i Hållfasthetslära, Stockholm, 2008 s.358) [25X]: (Sundström, B. Handbok Och formelsamling i Hållfasthetslära, Stockholm, 2008, s. 373) [26X]: (Daniel Petersen, Design Engineer, Scania CV AB) [27X]:(Sundström, B. Handbok Och formelsamling i Hållfasthetslära, Stockholm, 2008, s.284) [28X]:(Sundström, B. Handbok Och formelsamling i Hållfasthetslära, Stockholm, 2008, s. 27) [29X]:(Sundström, B. Handbok Och formelsamling i Hållfasthetslära, Stockholm, 2008, s.289) Beräkningsfigurkällor:
Beräkningsfigur 10: (Påbyggarhandboken- ”Allmän information om kraftuttag”, https://til.scania.com/groups/bwd/documents/bwm/bwm_0000420_01.pdf, s. 32-34 )
57
A
TIDSPLA
NER
ING, EXJOBB
Aktivitet
Vecka 12
Vecka 13
Vecka 14
Vecka 15
Vecka 16
Vecka 17
Vecka 18
Vecka 19
Vecka 20
Vecka 21
Vecka 22
1819
20
21
22
25
26
27
28
29
12
34
58
910
1112
1516
1718
192
22
32
42
52
62
93
01
23
67
89
1013
1415
1617
20
21
22
23
24
27
28
29
30
31
PLA
N.VER
K.
PROBLEMANALYS
Nr
Ansvarig
77
0Bakgrund
1Sarah
10
0
Målform
ulering
2Charlie
10
0
Lösningsmetod
3Charlie
80
Nulägesbeskrivning
4Sarah
12
0
Teoretisk referensram
5Båda
10
0
Avgränsningar
6Charlie
10
0
Kravspecifikation
7Sarah
16
0
Handledarm
öte 1
8Båda
10
FAKTA
INSA
MLING
173
0
Kraftuttag
9Sarah
16
0
Kopplingar
10
Charlie
56
0
Manövrering
11
Sarah
12
0
Placering
12
Charlie
12
0
Material
13
Sarah
22
0
Standarder & komponenter
14
Charlie
24
0
Funktion & konstruktion
15
Båda
24
0
Miljöaspekter
16
Sarah
60
Handledarm
öte 2/Halvtidsm
öte
17
Båda
10
GEN
OMFÖ
RANDE
301
0
Konceptgenerering
18
Båda
28
0
Beslutsmodeller
19
Båda
40
0
Konceptutveckling
20
Båda
22
0
Konstruktion
21
Charlie
60
0
Beräkningar
22
Sarah
60
0
CAD‐m
odeller & ritningar
23
Charlie
80
0
Konceptpresentation
24
Båda
20
Repetition konceptpresentation
25
Båda
20
Konceptval
26
Båda
40
Prototyputveckling
27
Båda
20
Handledaremöte 3
28
Båda
10
RAPPORTERING
15
0
Prel. Rapportinlämning
29
Båda
10
Repetition Slutredovisning
30
Båda
60
Slutlig presentation
31
Båda
60
Slutgiltig Rapportinlämning
32
Båda
10
Handledarm
öte 4
33
Båda
10
LÖPANDE
234
0
Tidplan
34
Sarah
12
0
Utbildning/Studiebesök
35
Båda
20
0
Protokoll
36
Båda
40
Projektrapport
37
Båda
122
0
Arbetsm
öten
38
Båda
76
0
800
0
M A J
A P R I L
M A R S
Planerad aktivitet:
Beslutsdatum:
2013‐05‐31
TOTAL PLA
NER
AD TID:
Pågåen
de aktivitet:
Avslutad aktivitet:
Senast uppdaterad:
2013‐06‐05
Shok68
Utfärdad av:
Appendix Appendix 1 - [Tidplan]
B
Appendix 2 [FTA]
C
Appendix 3 [PUGH-matris]
D
Appendix 4 – [Riskbedömning]
Orsak Fel Förebyggning Verifiering Snedställda lager
Kan belasta lager
felaktigt, som ger en kortare livslängd.
Har lösts genom att göra hål och skära ut
hörnen i de räta vinklar som finns i lagerinpressningen.
Verifierats genom att se till att alla
infästningspunkter som möter lager, är försedda
med hål.
Torsionsskador i tätningsringar
Läckage mellan kolv och kopplingshus som gör att kolven
inte kan pressas fram.
Har förebyggts genom att ersätta o-ringar med x-ringar.
Verifierat genom att x-ringar glider och skapar
smörjfickor som motverkar torsionsskador
Läckage vid kolven
Läckage mellan kolv
och kopplingshus som gör att kolven
inte kan pressas fram.
Har förebyggts genom att förse
kolven med tätningsringar.
Verifierat genom att ringarna klarar av ett
tryck på 50 bar.
Multilamellaxeln vrids sönder
Totalhaveri hos inkopplingsenheten.
Har förebyggts genom ökad
ytterdiameter hos multilamellaxeln.
Verifierat genom ett praktiskt hållfasthetsprov
på Scania.
Axeln utmattas
Leder till en försämrad hållfasthet men kan även ge ett plötsligt brott som
ger totalhaveri.
Radie placeras till multilamellaxeln.
Beräkning verifierar utmattningshållfastheten.
Friktionsmaterialet nöts ut
Inkopplingsenheten kommer troligen inte
kunna överföra vridmomentet den är
konstruerad för.
Har förebyggts genom att sintrad
metall har valts som material.
Verifiering har inte genomförts.
Bombrott i medbringaren
Inkopplingsenheten kommer beroende på antal bommar, inte
kunna fungera.
Smörjhål har placerats i mitten av medbringaren för att
smörja och kyla.
Verifiering har inte genomförts.
Böjning i inkopplingsenhetens smalaste sektion
Kan ge en böjning på axeln som leder till
vibrationer och oljud.
Tvåradigt vinkelkontakt
kullager har placerats över medbringaren
för att ta upp radiella krafter som kan
medföra böjning.
Beräkningar säkerställer att kraften som framkallar böjning, tas upp av lagret.
Skador på friktionsmaterialet
Inkopplingsenheten kommer inte kunna överföra momenten den är konstruerad
för.
Multilamellaxeln är lagrad i sin ände mot
utgående vridmoment, för att
undvika konisk rörelse som sliter ut friktionsmaterialet.
Verifierat genom att multilamellaxeln är inpressad i ett lagrat
tvåradigt vinkelkontakt kullager.
Bombrott i gaffeltrumma/medbringstrumma
Beroende på antal bommar, kommer
inkopplingsenheten inte kunna låsa.
Längden på bommarna är
anpassade efter det vridmoment som skall överföras.
Verifiering är skapad genom beräkning där
yttrycket av den begränsande faktorn.
E
Appendix 5 - [Ritning Sprängskiss]
F
Appendix 6 – [Ritning kolv]
G
Appendix 7 – [Ritning medbringstrumma]
H
Appendix 8 – [Ritning gaffeltrumma]
I
1
2
Appendix 9 – [Beräkningsmodell av radiella kraften på en multilamell-koppling] [11X] [12X]
En excelkälla. Se i figur och tabell; läs av längden på kardanaxel, B. Därefter läser man av vad momentet blev ur tabell 1.
A
B
C
J
Appendix 10 – [7.6.3 Beräkning centrifugalkoppling]
Sökt: Givet:
1200
0,05 ö
1000 ∙ 1.6 1600
80 0,08
30 ö å
280
302
65 0,065
avståndetmellancentrumpåkopplingen,ochcentrumpåbacken
4
:
∙ ∙ ∙ ∙ ∙
∙ ∙
∙ ∙ ∙ ∙ ∙ ∙
∙ ∙ ∙ 30 ∙ ∙
41,10084073
Svar: Varje back väger 41 g.
[2X]
Fi
Fi
FF
F
Beräkningsfigur 9: Krafternas riktning på backarna.
K
Appendix 11 – [7.6.4 Beräkning av konkoppling]
Sökt: , Givet:
∙ ∙ (1) [3X]
1200 Ö ö 0,05 0,04
80°
tan ö å (1):
∙
∙
Svar: Den kraft som krävs för att överföra ett vridmoment på 1200 Nm är 590884 N.
Andra sättet med användning av erforderlig kraft från övre ekvation, för att avgöra om uträkningen nedan stämmer.
∙ ∙
∙ [4X]
Svar: Med insättning av kraften från (1) ges ett vridmoment på 1189 Nm. Detta avviker 11 Nm från det vridmoment som sattes in i (1).
Appendix 12 – [7.6.7 Beräkning av radiella kraften på multilamell-kopplingen]
Den maximala tänkbara vinkeln för att överföra ett vridmoment på 1200 Nm är 8°, enligt diagrammet, Beräkningsfig. 10. Ur excelkälla, så får man fram och som är 8 grader. Längden, B som används i beräkningen nedan visas även i figur och tabell. Vridmoment, går också att finna i tabell 1, App. 9 [11X][12X]
β1
β2
Beräkningsfigur 10: Kardanteorin applicerad på inkopplingsenheten. [13X] Beräkningsfigur 10: Vridmomentet som kan
överföras vid specifika kardanvinklar. [13X]
L
Sökt: , radiella kraften. Givet:
∙ (1) [10X] 0,545 , ä , å , , . 9.84 , 1, . 9.
(1):
154,128 0,154 ,
är alltså som högst vid det maximala vridmoment och vinkeln.
Svar: Den radiella kraften är 0,2 kN [11X][12X]
Appendix 13 – [7.6.10 Vridspänning för gaffeltrumman] Test om gaffeltrumman klarar av det vridmoment som finns i inkopplingsenheten. Sökt: Vridspänning, , för mellandelen, Beräkningsfig. 11, och ytterdelen, Beräkningsfig. 12. Givet: Vi vill att gaffeltrumman skall tillverkas av sätthärdat legerat stål 142534-5. Med denna beräkning vill vi ta reda på om materialvalet är lämpligt ur vridspänningssynpunkt. Mv = 1200 Nm ReL= 1180 MPa, plastisk deformation. [7X] ns = 1,5
Mellandel: Ytterdel: D= 70 mm, d = 62 mm D= 80 mm, d= 70 mm
Mellandelen
D= 70 mm, d = 62 mm
ö . [5X]
∙
∙ . 6X
ä 2 1
∙16 ∙
46331389,91
ö å å ä , å ä 0,6.
D d
Beräkningsfigur 11: Tvärsnittsvy över gaffeltrumman med mellersta delen svartmarkerad.
M
786666666,7 tillåtenspänning
∙ 0,6 maximalttillåtenvridspänning
!
Svar: Tjockleken på mellandelen är lämplig för att klara av maximalt tillåten vridspänning på 472 MPa.
Ytterdelen
D= 80 mm, d= 70 mm
ö . 1
∙ ∙16 ∙
. 2
ä 2 1
∙ ∙16 ∙
28845072,87
ö å å ä , å
ä 0,6 ä 1
√3.
786666666,7
∙ 0,6
!
Svar: Tjockleken på den yttre delen av gaffeltrumman är lämplig för att klara av maximalt tillåten vridspänning på 472 MPa.
D d
Beräkningsfigur 12: Tvärsnittsvy över gaffeltrumman med yttersta delen svartmarkerad.
N
Beräkningsfigur 14: Fjädrarnas placering.
Appendix 14 – [7.6.12 Beräkning av tallriksfjäder till multilamellen] Sökt: , Hur stor fjäderkraft varje fjäder har, samt hur stor den totala fjäderkraften blir om 15st skall användas och godstjockleken är given.
Givet: Totala axialhöjden för fjädern, H = 3 mm Godstjockleken, t = 0,25 mm Ytterdiametern, D = 45 mm Innerdiametern, d= 33 mm Elasticitets-modul för materialet*, E = 210 GPa (210 000 MPa) Poissons konstant, ν = 0,3
* Materialet avser fjäderstål SS2230
Förhållandet mellan ytter och innerdiameter hos tillriksfjädern.
δ 1,3636 Diameterförhållande
Beräkningskoefficient α som behövs för att räkna ut maximal kraft.
∝1∙
1
11
2ln
0,4385599148
Höjden av fjädern, sett i axiellt led då godstjocklekenplockats bort.
2,75
Maximal kraft som krävs för att pressa in tallriksfjädern till ”platt” läge.
4 ∙ ∙ ∙1 ∙ ∙
44,6618442
Beräkning av totala fjäderkraften för de 15 fjädrar som skall användas.
, ∙ 15 669,927663
[20X] [21X]
D
H
d t
Tryckskiva
Lamellskiva
Tallriksfjäder
Mellanläggsskiva
Beräkningsfigur 13: Placering av mått för tallriksfjädern.
O
d
D
Svar: Varje tallriksfjäder ger vid maximal inpressning 45 N vid optimala förhållanden. Totalt ger de 15 tallriksfjädrarna en fjäderkraft på 670 N.
Appendix 15 – [7.6.13 Beräkning på bomförband till gaffeltrumman] Sökt: (Längden på bomförbanden till gaffeltrumman) Givet: Vridmoment, Mv = 1200 Nm Ytterdiameter, D = 85 mm Innerdiameter, d = 80 mm Antal bommar, z = 24 Tillåtet yttryck vid rörelse i belastat tillstånd, P = 30 MPa. [22X]
∙ ∙ ∙ ∙ ∙
(1):
34 ∙ ∙ 2 ∙ 2 ∙
0,022
Svar: Med ett vridmoment på 1200 Nm behöver bommarna vara 22 mm långa.
Appendix 16 – [7.6.14 Beräkning på bomförband till medbringstrumman] Sökt: (Längden på bomförbanden till medbringstrumman.) Givet: Vridmoment, Mv = 1200 Nm Ytterdiameter, D = 86 mm Innerdiameter, d = 81 mm Antal bommar, z = 39 Tillåtet yttryck vid rörelse i belastat tillstånd, P = 30 MPa. [22X]
∙ ∙ ∙ ∙ ∙
(1):
34 ∙ ∙ 2 ∙ 2 ∙
0,0135 ,
Svar: Med ett vridmoment på 1200 Nm behöver bommarna vara 13,5 mm långa.
L
Beräkningsfigur 15: Längd på bomförband.
Beräkningsfigur 16: Inner och ytterdiametrar på medbringstrumman.
