Dimensionering av kedja

Vid valet av lämplig kedja nyttjades känd driftsdata som underlag. Utgångspunkten var motoreffekten PMotor, samt en uppskattad belastningsfaktor k. Produkten av dessa termer ger diagrameffekten PD som användes för avläsning i diagrammet om vilken kedja som var

lämpligast enligt

𝑃_𝐷 = 𝑃_{𝑀𝑜𝑡𝑜𝑟}∙ 𝑘.

Ingående parametrar ligger till grund för belastningsfaktorn k: stötkoefficienten fy som beror av uppskattad belastning, tandantal fz, utväxling fi samt axelavstånd fa. Belastningsfaktorn k ges av:

𝑘 = 𝑓_𝑦∙ 𝑓_𝑧∙ 𝑓_𝑖 ∙ 𝑓_𝑎

Med värden insatta i PD och lilla kedjehjulets varvtal känt lästes den lämpligaste kedjan ur effektdiagrammet, se Bilaga 2.

Vid dimensionering av kedja erhålls följande ekvationer ur leverantörens beräkningsmodeller: Beräkning av axelavstånd mellan lilla och stora kedjehjulet där p är kedjans delning och K är en faktor mellan 30-50 som leverantören rekommenderar. Denna faktor är väsentlig för att minska slitage på kedjan och har satts till 40.

𝐴 = 𝑝 ∙ 𝐾

Vid beräkning av kedjans längd utgår man från kedjehjulens delningsdiametrar Dd och dd vilka erhålls i kedjehjulstabellen, se Bilaga 2.

Beräkning av delningsdiametern för en tandprofil: 𝐷_𝑑 = ^𝑃

𝑠𝑖𝑛^180°_𝑧 , där P är kedjans delning och z tandantal.

Kedjans längd beräknas enligt:

𝐿 = 2 × 𝐴 + 1,57(𝑑_𝑑+ 𝐷_𝑑) +^(𝐷𝑑−𝑑_𝑑)2

4 × 𝐴 ,

där Dd är stora hjulets delningsdiameter i mm och dd är lilla hjulets delningsdiameter i mm samt faktorn 1,57 är en dimensioneringsparameter.

Antalet kedjelänkar X erhålls enligt:

𝑋 =^𝑃_𝐿,

där P är kedjans delning i mm och L är kedjelängden i mm.

En förutsättning för att kedjan ska klara av belastningen som den kommer att utsättas för måste först kedjans hållfasthet verifieras genom en beräkning av lagertrycket som var tänkt att uppkomma i den. Det maximala tillåtna lagertrycket varierar med periferihastigheten hos kedjan och det var först när detta lagertryck var verifierat som övriga ovanstående beräkningar kunde göras.

För beräkning av lagertryck kalkylerades vridmomentet Mv på ingående axel

𝑀_𝑣 = ^9,550∙𝑃_𝑛 ,

där P är nominella effekten och n är varvtalet på den drivande axeln och sedan den maximala dragkraften Fmax på kedjan

𝐹_𝑚𝑎𝑥 = ^2𝑀𝑣

𝑑_𝑑. Det maximala lagertrycket mellan bult och hylsa PLmax är

𝑃_{𝐿𝑚𝑎𝑥} =^{𝐹𝑚𝑎𝑥} 𝑓

där f är lagerytan vilken erhålls från kedjetabellen, se Bilaga 2. PLmax interpolerades fram med hjälp av den numeriska metoden Newtons ansats, se Bilaga 1 för Matlab-kod, för att med större noggrannhet stämma överens med det givna behovet och undvika en approximation av värdet på detta lagertryck.

Kedjans periferihastighet beräknades enligt:

𝑣 =

19098

.

5.5 Lagerdimensionering

För dimensioneringen av lager valdes en säkerhetsfaktor 2 för alla laster i systemet och de resulterande krafterna som användes vid denna var 100 N radiellt och 1000 N axiellt. Lagerlivslängden var inte en dimensionerande faktor då konceptfordonet ELBA 2015 inte designades ur ett ekonomiskt perspektiv och en livslängd på runt 1000 timmar ansågs vara mer än tillräcklig för syftet. Lager var inte en begränsad resurs då SKF agerade officiell sponsor till ELBA 2015.

Kalkyleringarna gjordes direkt på SKF:s hemsida. Följande resultat erhölls för 16004 och 6002-2RSH:

Tabell 2. Kalkyl för SKF:s lager 16004.

Beräkningarna visar att lagrena håller 4720 timmar och 1260 timmar vardera.

Gällande lagret i planetväxeln var det sedan tidigare dimensionerat för en axiallast på 1600 N och radiell last på 1200 N med en livslängd på över 20 000 timmar, som illustreras i ett utdrag ur Alphiras planetväxeldatablad nedan, se Figur 36.

Figur 36. Alphiras planetväxelblad (Equinotec u.d.).

5.6 FEM

Det var främst en komponent som ansågs vara i plasticeringsfarozonen, nämligen aluminiumhävarmarna som linjäraktuatorerna använde för att överföra kraft på kopplingen. FEM-resultaten avslöjade dock att de spänningar som uppstod i kroppen inte överskred de brottgränser som var angivna för aluminium (5000-serien utan ytterligare bearbetning). FEM-analyser gjordes på dreven, då de kraftigt modifierades, för att säkerhetsställa att hållfastenheten inte kompromissades. Dessa gjordes i ANSYS R15.0 med en belastning på 500 N vilken var den största kraft som linjäraktuatorerna skulle kunna applicera på systemet. Resultaten redovisas i figurerna nedan.

Figur 37. Effektivspänningen enligt von-Mises på hävarmen där den största spänningen uppkommer i partiet där linjäraktuatorn trycker.

Figur 39. Den totala deformationen på en av hävarmarna.

Figur 40. Den totala deformationen på ett av de modifierade dreven. Tillsynes är den största deformationen försumbar.

Figur 41. Säkerhetsfaktor mot utmattning på hävarmarna.

Figur 42. Säkerhetsfaktor mot utmattning på dreven.

Modelleringen visade att komponenterna deformerades minimalt. Resultatet konfirmerar att resterande konstruktion var korrekt dimensionerad.

6 PRODUKTFRAMTAGNING

I detta kapitel presenteras de framtagna ingående komponenterna till den slutgiltiga drivlinan. Samtliga komponenter, med undantag för lager, kedjor och drev var egentillverkade. Det bör dock uppmärksammas att en extensiv modifiering av dreven utfördes. De verktyg som fanns tillgängliga för förfogande var fräs, svarv och vattenskärare. Hur dessa verktyg har använts, operationslistor, utlämnas i denna rapport. Om drivlinan önskas reproduceras finnes ritningar för samtliga komponenter i Bilaga 3, där det mest effektiva produktionssättet för replikering bör bedömas vid tillverkningstillfället utifrån de tillverkningsmedel som finns tillgängliga.

Till förfogande fanns en mängd tillverkningsmöjligheter och alla komponenter har tillverkats på teknologverkstaden tillhörande institutionen för industriell produktutveckling på Kungliga Tekniska Högskolan. Yrkeskunniga industritekniker konsulterades kontinuerligt vid produktionen och med gemensamma ansträngningar kunde en fysisk produkt erhållas.

7 RESULTAT

I resultatkapitlet samlas de resultat, som uppnåtts med de metoder som beskrivits tidigare, samt analyseras och jämförs med den existerande kunskap och teori som presenterades i referenskapitlet.

Under hela tävlingsveckan i Rotterdam utsattes drivlinan både för tester och belastningar under längre tidsperioder än tidigare och dess driftsäkerhet påvisades. Drivlinan havererade inte vid något tillfälle och krävde inte heller något underhåll. Drivlinan klarade även utan problem att överföra de moment som den belastades med från motorerna.

Drivlinans prestanda var onekligen omständlig att estimera. För att uppskatta prestandan lyftes bilen så att dess hjul inte var i kontakt med marken och därefter kopplades ICE och stora elmotorn bort. Därvid drevs drivlinan, med dess planetväxel, drivaxel, hjulupphängning samt hjul med hjälp av den lilla elmotorn i en hastighet av 30 km/h. Effekten som matades in i elmotorn för att hålla detta vid konstant fart uppgick till 45 W. Detta motsvarar alltså alla förluster mellan aggregat och hjul, inklusive den effekt som går förlorad i motorn. Motorns höga verkningsgrad (94 %) är då den belastas maximalt, men verkningsgraden vid 45 W är okänd. Av denna anledning är det svårt att exakt säga vad förlusterna i drivlinan är, men de är mindre än 45W då på grund av att denna siffra inkluderar motorns förluster. Drivlinan vägdes på våg (inklusive planetväxel och drivaxel, men exklusive linjäraktuatorer) och vikten 5,25 kg noterades.