5 UTVECKLING AV VALT KONCEPT
5.1 Utvecklad kravspecifikation
Vid detta stadium i projektet hade den slutgiltiga arkitekturen av ELBA 2015 färdigställts och illustreras nedan.
Figur 19. Illustration av arkitekturen för ELBA 2015. Det rödstreckade området markerar de delar av fordonet som ligger till grund för drivlinan och i större utsträckning grunden till denna rapport.
Figur 20. CAD-modell över drivlinan inklusive de tre motorerna implementerade i bilen.
Utöver de funktionaliteter som beskrivs i avsnitt 1.5 och 4.2 fanns specifika geometriska krav som drivlinan måste uppfylla.
Det infördes även en fördubbling av momentöverföringskravet på drivlinan till 7 Nm. Anledningen till att kravet på 7 Nm infördes, trots att motorerna endast skulle leverera 3,5 Nm, var på grund av att det inbromsande momentet skulle kunna överstiga 3,5 Nm. Dessutom levererade inte ICE ett kontinuerligt moment eftersom den är en encylindrig fyrtaktsmotor och tänder bara vartannat varv. Detta resulterade i att vridmomentet in i drivlinan gav upphov till transienter, men med ett nominellt moment på 3,5 Nm.
Utöver detta har producerbarheten alltid varit en aspekt i designfasen. Ingen komponent fick bli så komplicerad att den inte kunde tillverkas med hjälp av svarv-, fräs- eller vattenskärningsmetoder. Komplexiteten begränsades även på ett sådant sätt att komponenten inte skulle ta för lång tid att tillverka.
Sammanfattningsvis ska drivlinan kunna:
Driva bilen framåt med ICE utan interferens från stora elmotorn. Driva bilen framåt med stora elmotorn utan interferens från ICE.
Ladda superkond. mha. inbromsning med elmotor utan interferens från ICE. Ladda superkond. från ICE medan bilen körs.
Bli styrd mekatroniskt av linjäraktuatorer. Överföra 7 Nm vridmoment.
Inte interferera med andra delsystem.
5.1.1 Motorer
Som illustreras i Figur 20 och avsnitt 5.1 hade ELBA år 2015 tre motorer. En förbrännings- och två elmotorer.
Den lilla elmotorn var en 200W permanentmagnetiserad DC motor med grafitborstar och en verkningsgrad på 94 %. Denna levererade ca 0,5 Nm vid 4000 rpm.
Den stora elmotorn var en 1,8kW permanentmagnetiserad borstlös DC motor med okänd men hög verkningsgrad. Denna levererade upp till 5,7 Nm vid 3000 rpm, men skulle begränsas till 3,5 Nm.
ICE var en 57cc encylindrig fyrtaktsmotor från Honda, ombyggd till direktinsprutning. Denna levererade ca 3,5 Nm mellan 3000-5000 rpm och skulle köras vid 3000 rpm för optimal bränsleförbrukning.
5.2 Testrigg
För att kunna undersöka om den uttänkta friktionskopplingen presterade som beräknat byggdes en testrigg. Anordningen konstruerades så att en simulering av ett ensidigt kopplingsingrepp mellan fläns och remhjul tilläts. I testriggen byttes drevet ut mot ett remhjul på grund av tillverkningsskäl.
Figur 22. Den upprättade testriggen med artikelnummer för varje komponent.
Det främsta syftet var testa om friktionen mellan bromsklossar och remhjulet i aluminium var tillräcklig för att uppfylla momentöverföringskravet. Andra syften var bland annat att observera hur konstruktionens komponenter samverkade i inkopplingsrörelsen.
Figur 23. Illustration av genomfört test.
Testet genomfördes genom att ett antal vikter hängdes på hävarmarna och avståndet från leden mättes. Med hjälp av momentjämvikt kunde kraften i kopplingen beräknas med ingenjörsmässig noggrannhet. En dynamometer fästes på remhjulet och kraften då det började slira antecknades. Resultatet från testet visade att en belastning på ca 500 N mellan flänsen och bromsklossarna kunde överföra ca 4,5 Nm. Dessa siffror ger i sin tur ett friktionstal närmare 0,2, vilket var lägre än förväntat. Detta låga friktionstal resulterade i att linjäraktuatorerna måste applicera 780 N mot flänsen för att kunna överföra ett vridmoment på 7 Nm.
Två viktiga resultat iakttogs från testet:
● Oacceptabelt stor byrålådseffekt rådde mellan hylsan, som tillåter translationsrörelse, och axeln.
Byrålådseffekten bromsade drivaxeln avsevärt och konstruktionen skulle ha enorma friktionsförluster och eventuellt haverera på grund av denna. Dessa iakttagelser ledde till ytterligare korrigeringar i designen.
Figur 24. Illustration av byrålådseffekten.
5.3 Korrigering av design
För att lösa problemet med otillräcklig momentöverföring infördes koniska friktionsytor. Istället för en design där drev trycker mot en aluminiumfläns av cylindrisk form med pålimmade bromsklossar valdes istället att konstruera ett koniskt system.
En enkel illustration av den koniska kopplingen visas i Figur 25. Kopplingen bestod av en kopp och en kon. Koppen, som i detta fall skruvats fast på drevet som i sin tur var monterad på drivaxeln, med en konisk insida passar perfekt på den koniska utsidan av flänsen. Vinkeln på den koniska delen anpassades för att ge en hög normalkraft.
För att fästa den koniska flänsen axiellt och i rotationsriktning borrades två hål i flänsen, 90º emellan som även gängades enligt Figur 26. Genom att skruvarna dras åt i denna geometri pressas motsatt sida mot axeln och ytterligare en reaktionspunkt erhålls för att låsa axeln axiellt.
Figur 26. Infästningsanordningen för konan.
Fördelen med detta jämfört med att ha 180º mellan skruvarna är att detta skulle resultera i två fästpunkter och flänsen tillåts kunna vicka. För att föra samman de två kopparna nyttjades hävarmar som överförde en axialkraft till dreven från linjäraktuatorerna.
Fördelar med den koniska kopplingen är att denna har en förhållandevis enkel design som inte kräver en lika stor applicerad axiell kraft att koppla samman, gentemot tidigare bromsklosslösning.
Konkopplingen består av en konisk kopp- och kon del enligt Figur 25. Ur denna figur tydliggörs delarna av en konisk koppling och några intressanta geometriska egenskaper. Dessa egenskaper kommer att tas vid hjälp för beräkning av önskad vinkel av konan och den möjliga momentöverföringen som konkopplingen kan åstadkomma som funktion av axialkraften (där FT
betecknar tryck och FD betecknar drag).
Kraftjämvikt när kopplingen är inkopplad:
→ : 𝐹𝑇 = 𝑁𝑠𝑖𝑛𝛼 ⟹ 𝑁 = 𝐹𝑇 𝑠𝑖𝑛𝛼
Notera att eftersom det inte finns någon relativ hastighet mellan kopp och kona då de är inkopplade finns det ingen friktion mellan dessa delar.
Figur 28. Kraftsituation vid isärkoppling mellan kopp och kona.
Vi önskar nu att bestämma vinkeln α så att kraften för att hålla kopplingen i ingrepp och dra isär är lika stor.
Kraftjämvikt vid isärkoppling:
← : 𝐹𝐷 = 𝐹𝜇𝑐𝑜𝑠𝛼 − 𝑁𝑠𝑖𝑛𝛼 = {𝐹𝜇 = 𝜇 ∙ 𝑁} ⟹ ⟹ 𝐹𝐷 = 𝑁 ∙ 𝜇 ∙ 𝑐𝑜𝑠𝛼 − 𝑁𝑠𝑖𝑛𝛼 = {𝑁 = 𝐹𝑇 𝑠𝑖𝑛𝛼} = 𝐹𝑇∙ 𝜇 ∙ 𝑐𝑜𝑠𝛼 𝑠𝑖𝑛𝛼 − 𝐹𝑇𝑠𝑖𝑛𝛼 𝑠𝑖𝑛𝛼 ⟺ ⟺ 𝐹𝐷 =𝐹𝑇∙ 𝜇 𝑡𝑎𝑛𝛼 − 𝐹𝑇 = 𝐹𝑇( 𝜇 𝑡𝑎𝑛𝛼− 1) ⟹ ⟹ 𝐹𝐷 = 𝐹𝑇 ⟹ 1 = 𝜇 𝑡𝑎𝑛𝛼− 1 ⟹ ⟹ tan𝛼 =𝜇 2⟹ 𝛼 = 𝑎𝑟𝑐𝑡𝑎𝑛 ( 𝜇 2) , 𝜇 ≈ 0.47 (𝑑𝑦𝑛𝑎𝑚𝑖𝑠𝑘𝑡 𝜇 𝑓ö𝑟 𝑎𝑙𝑢𝑚𝑖𝑛𝑖𝑢𝑚 𝑚𝑜𝑡 𝑠𝑡å𝑙) Detta motsvarar en vinkel på ca 13 grader, men avrundas upp till 15 grader eftersom att friktionstalet har en relativt stor osäkerhet och 15 grader är en bekvämare vinkel att tillverka efter.
Med vinkeln 𝛼 känd kan kopplingens momentöverföring bestämmas.
𝑁 = 𝐹𝑇 𝑠𝑖𝑛𝛼 𝐹𝐷
Betrakta ett cirkulärt konsegment med radien, r, och tjocklecken, dr, som illustrerat i Figur 25 ovan:
Längden på sluttningen blir
𝑑𝑟 𝑠𝑖𝑛𝛼.
Det streckade området utgör mantelarean på det cirkulära konsegmentet blir 2𝜋 ∙ 𝑟 ∙𝑠𝑖𝑛𝛼𝑑𝑟 .
Normalkraften på konsegmentet räknas fram enligt
𝑁 = 𝑝 ∙ 2𝜋 ∙ 𝑟 ∙𝑠𝑖𝑛𝛼𝑑𝑟 , där p är det konstanta trycket
Den axiella komposanten av normalkraften ovan är
𝑁↑ = 𝑝 ∙ 2𝜋 ∙ 𝑟 ∙𝑠𝑖𝑛𝛼𝑑𝑟 ∙ 𝑠𝑖𝑛𝛼. Den totala axiella kraften vid ingrepp blir då
𝐹𝑇 = ∫ 𝑝 ∙ 2𝜋 ∙ 𝑟 ∙ 𝑑𝑟 (∗)𝑅𝑦
𝑅𝑖 .
Friktionskraften som uppkommer på randen av konan på grund av normalkraften: 𝐹𝜇 = 𝜇 ∙ 𝑝 ∙ 2𝜋 ∙ 𝑟 ∙𝑠𝑖𝑛𝛼𝑑𝑟 .
Friktionsmomentet kring axeln
𝑑𝑀 = 𝜇 ∙ 𝑝 ∙ 2𝜋 ∙ 𝑟 ∙𝑠𝑖𝑛𝛼𝑑𝑟 ∙ 𝑟 = 𝜇 ∙ 𝑝 ∙ 2𝜋 ∙ 𝑟2∙𝑠𝑖𝑛𝛼𝑑𝑟 .
För att erhålla det totala friktionsmomentet måste ovanstående ekvation integreras över hela det angripa området 𝑀 = ∫ 𝜇 ∙ 𝑝 ∙ 2𝜋 ∙ 𝑟2∙ 𝑑𝑟 𝑠𝑖𝑛𝛼 𝑅𝑦 𝑅𝑖 (∗∗)
Antag att trycket p är konstant över ytan. Ekvation (*) ger:
𝐹𝑇 = ∫ 𝑝 ∙ 2𝜋 ∙ 𝑟 ∙ 𝑑𝑟𝑅𝑦 𝑅𝑖 = 𝑝 ∙ 2𝜋 ∫ 𝑟 ∙ 𝑑𝑟𝑅𝑦 𝑅𝑖 = 𝐹𝑇 = 𝑝 ∙ 𝜋 ∙ (𝑅𝑦2− 𝑅𝑖2) (∗∗∗) ⟺ 𝑝 = 𝐹𝑇 𝜋(𝑅𝑦2 − 𝑅𝑖2)
Ekvation (***) medför att (**) blir: 𝑀 = ∫ 𝜇 ∙ 𝐹𝑇 𝜋(𝑅𝑦2− 𝑅𝑖2)∙ 2𝜋 ∙ 𝑟 2∙ 𝑑𝑟 𝑠𝑖𝑛𝛼 𝑅𝑦 𝑅𝑖 = 𝜇 ∙ 𝐹𝑇 𝜋(𝑅𝑦2− 𝑅𝑖2)∙ 2𝜋 𝑠𝑖𝑛𝛼 ∫ 𝑟2∙ 𝑑𝑟 ⇒ 𝑅𝑦 𝑅𝑖 𝑀 = 𝜇 ∙ 𝐹𝑇 (𝑅𝑦2− 𝑅𝑖2)∙ 2 3𝑠𝑖𝑛𝛼(𝑅𝑦3− 𝑅𝑖3)
Genom att isolera Ft erhålls att det krävs en kraft på ca 50 N för att överföra ett moment på 7 Nm. Det är alltså en minskning i axialkraft med en faktor 10.
Detta innebar att överföring av det önskade momentet kunde ske med en betydligt lägre axialkraft.
För att eliminera byrålådseffekten, beskriven i kapitel 5.2, substituerades hylsan som enbart var glidlagrad med en subkonstruktion bestående av två huvudkomponenter och ett kullager. Drevets lagring förblev densamma.
Figur 30. Lösning för att eliminera byrålådseffekten.
Hylsan (art.nr 502) tillåts röra sig längs axeln axiellt, men tillåts inte rotera kring axeln. Detta på grund av två stycken skruvar som kan röra sig i frästa axialspår (art.nr 504). Inkopplingskraften från linjäraktuatorerna appliceras nu på en yta som är kullagrad mot rotationselementet (art.nr 502) och därigenom avlägsnas det oönskade friktionsmoment som tidigare gav upphov till byrålådseffekten.
5.4 Montering
Utefter den utvecklade kravspecifikationen valdes monteringsfästenas dimensioner på sådant sätt att utgående axel passar i centrum på hjulet och att avstånden tillåter plats för planetväxel och godtycklig längd på drivaxel. Linjäraktuatorerna måste även få plats i bilen, på båda sidorna av monteringfästena.
Figur 32. Ena delen av monteringsanordningen.
Fästena designades på ett sådant sätt att önskade rörelser tilläts och oönskade hindrades. Spåren var gjorda för omvandla hävarmarnas rotationsrörelse till translationsrörelse (se Figur 33).
Denna fästanordning krävde också dimensionering ur hållfasthetssynpunkt mot de krafter som uppstår i systemet då linjäraktuatorerna verkar på hävarmarna. Systemet behövde också lagras på ett lämpligt sätt så att dessa axiella krafter skulle tas upp i lagren och så att axeln inte tilläts förflyttas när kopplingshalvorna tryckte mot flänsen.
Figur 34. Snittvy av monteringsanordningen med hävarmarna, drivaxeln och planetväxeln monterade. Från början konstruerades två lagerhus med lager för att hålla axeln på plats, men efter introduktionen av planetväxeln som även den var lagrad beslutades att avlägsna ett av lagren, detta för att systemet inte ska bli överbestämt enligt Chebychev–Grübler–Kutzbach kriterium. Med två upphängningslager istället för tre löstes detta problem.