Systemkonstruktion JOAKIM SANDBERG MIKA HYVÄRINEN TOMMY ROBERTSON JON SKAGERSTEN

Systemkonstruktion JOAKIM SANDBERG MIKA HYVÄRINEN TOMMY ROBERTSON JON SKAGERSTEN Systemuppbyggnad av en skotare Stockholm, Sverige 2008

Framställning av motor, drivlina, hjulmotorer och regenerativ bromsning till en skotare Joakim Sandberg Mika Hyvärinen Tommy Robertson Jon Skagersten Systemuppbyggnad av en skotare, MF2011 Systemkonstruktion MKN KTH KTH Industriell teknik och management Maskinkonstruktion SE-100 44 STOCKHOLM

Systemuppbyggnad av skotare Drivlina, hydraulmotorer, förbränningsmotor, hydraulpump, regenerativ bromsning och skivbroms. Joakim Sandberg Mika Hyvärinen Tommy Robertson Jon Skagersten Godkänt 2009-03-02 Examinator Ulf Sellgren Uppdragsgivare Ulf Sellgren Handledare Ulf Sellgren Kontaktperson Ulf Sellgren Sammanfattning CTL är en typisk tvåmans-, tvåmaskinsoperation där en skördare kapar trädet, skalar det från grenar och kapar av det till önskad längd. Den maskin som fraktar det kapade trädet till en uppsamlingsplats kallas för skotare. Vid uppsamlingsplatsen hämtas träden av en lastbil eller ett tåg och körs till timmerbruk. Det är ett nytt skotarkoncept som skall undersökas på systemnivå i detta projekt. Skotarkonceptet är en fyrhjulig skotare som inte är midjestyrd och har en stel ram. De fyra hjulen drivs individuellt av varsin hydraulmotor. En förbränningsmotor driver en hydraulpump som pumpar ut hydrauloljan till de fyra hydraulmotorerna. Under projektets gång framkom det att förbränningsmotorn bör vara en DC9 60 A motor tillverkad av Scania som kan leverera 177 kw. Pumpen valdes efter vilket deplacement den skulle jobba med. Pumpen som valdes var A4CSG 500 tillverkad av Bosch Rexroth. Hydraulmotorerna som driver hjulen valdes även de efter vilket deplacement de var tvungna att jobba med. Hydraulmotorerna som valdes var av typen CA 70 60 tillverkade av Hägglunds. 1

2

INNEHÅLL 1 INTRODUKTION... 5 1.1 BAKGRUND... 5 1.2 SYFTE... 5 1.3 AVGRÄNSNING... 5 1.4 METOD... 5 2 METOD... 7 2.1 HYDRAULMOTORER... 7 2.2 PUMP... 8 2.3 FÖRBRÄNNINGSMOTOR... 9 2.4 ACKUMULATORTANKAR... 10 2.5 SLANGAR... 10 2.6 REGENERATIV BROMSNING... 11 2.7 ÖVRIGA HYDRAULKOMPONENTER... 12 VOLYMSTRÖMSDELARE... 12 HYDRAULTANK... 12 LUFTFILTER... 13 OLJEFILTER... 13 ÖVRIGA VENTILER... 13 2.8 SKIVBROMS... 13 3 RESULTAT... 15 3.1 HYDRAULMOTORER... 15 3.2 PUMP... 15 3.3 FÖRBRÄNNINGSMOTOR... 15 3.4 ACKUMULATORTANKAR... 16 3.5 SLANGAR... 17 3.6 REGENERATIV BROMSNING... 18 3.7 ÖVRIGA HYDRAULKOMPONENTER... 18 VOLYMSTRÖMSDELARE... 18 HYDRAULTANK... 18 LUFTFILTER... 18 OLJEFILTER... 19 ÖVRIGA VENTILER... 19 3.8 STOPPBROMSNING FRÅN 40 KM/H... 19 3.9 UPPREPANDE BROMSNING FRÅN 10 KM/H... 22 4 DISKUSSION OCH SAMMANFATTNING... 25 4.1 DISKUSSION... 25 5 REFERENSER... 27 BILAGA A: EXTRA INFORMATION... 29 A.A MATLAB KOD... 29 A.B KOPPLINGSSCHEMA... 31 3

4

1 INTRODUKTION Detta kapitel beskriver bakgrund, syfte, avgränsningar samt metod för skotarprojektet. 1.1 Bakgrund Cut-to-length (CTL) är en mekaniserad skördeprocess där träd fälls, skalas från grenar och kapas till önskad längd. CTL är den i Europa primära metoden för kapning av timmer till skillnad mot till exempel Nordamerika och andra länder där trädstorleken kan överskrida storleken hos fällningshuvudet hos skördaren. CTL är en typisk tvåmans-, tvåmaskins-operation där en skördare kapar trädet, skalar det från grenar och kapar av det till önskad längd. Den maskin som fraktar det kapade trädet till en uppsamlingsplats kallas för skotare. Vid uppsamlingsplatsen hämtas träden av en lastbil eller ett tåg och körs till timmerbruk. Det är en ny typ av skotare som skall undersökas på systemnivå i detta projekt. 1.2 Syfte Syftet med detta projekt är att på systemnivå undersöka ett nytt skotarkoncept. Arbetet bedrivs i grupper och följer en förutbestämd V-modell. Det aktuella skotarkonceptet skiljer sig i några punkter från andra koncept och lösningar nämligen att: skotaren inte är midjestyrd, skotaren har 4 hjul som drivs individuellt av hydraulmotorer, skotaren har en stel ram. Den uppgift som denna grupp tilldelats är att beräkna och ta fram vilken förbränningsmotor och hydraulmotor som behövs, samt ta fram en drivlina och lösning för regenerativ bromsning. En skivbroms ska tas fram och dimensioneras med tillhörande bromsklossar. 1.3 Avgränsning Projektets avgränsningar när det gäller ingående komponenter i systemet dras vid att projektet skall behandla det skotarkoncept som presenterades gruppen i början av kursens gång. 1.4 Metod Dimensionering och val av hydraulmotorer, pump, ackumulator tankar samt slangar gjordes med hjälp av kunskaper inhämtade av gruppen under kursen Hydraulik och pneumatik. För att underlätta beräkningarna användes Matlab [1]. Dimensionering och val av förbränningsmotor gjordes även de med hjälp av de kunskaper som inhämtats från ovan nämnda kurs. Även här användes Matlab för att underlätta beräkningarna. Beräkningar för regenerativ bromsning har även dessa gjorts med hjälp av Matlab. Mer utförlig metodsbeskrivning finnes i kapitlet Metod nedan. 5

6

2 METOD Detta kapitel beskriver den aktuella arbetsprocessen. Nedan kommer de beräkningar som utförts att redovisas i ekvationsform. Resultatet av dessa beräkningar kommer att redovisas under kapitlet resultat. Som utgångspunkt har hydraulsystemet dimensionerats för direktdrivning med hjulmotorer. Hydraulsystemet är tänkt att vara ett slutet system, d.v.s. den hydraulolja som returneras ifrån hjulmotorerna kommer ledas direkt tillbaks till pumpen och inte via en stor tank. Dock kommer en mindre tank krävas för att samla upp läckage ifrån motorer, pumpar, övertrycksventiler mm. Drivlinan ska även vara anpassad för att bromsenergi ska kunna lagras i trycktankar och sedan användas för framdrivning. 2.1 Hydraulmotorer För att kunna dimensionera hydraulmotorerna så var gruppen tvungen att ta reda på vilket radiandeplacement hydraulmotorerna skulle jobba med. Redovisning av hur denna dimensionering gick till följer nedan. För skotaren finns ett antal indata. Dessa redovisas i tabell 1 nedan. Tyngdgravitation, g 9,81 m/s² Massa maskin, m maskin 8000 kg Massa last, m last 12000 kg Hastighet backe, v 2 backe 3, 6 m/s² Hastighet plan mark, v 50 mark 3, 6 m/s² Hjuldiameter, d hjul 1,3 m Rullmotstånd backe, μ backe 0,02 Rullmotstånd plan mark, μ mark 0,1 Friktion, f 0,03 Pa s C vm C vp C mm C mp Maxtryck i systemet, max 11, 10 1, 4 10 9 2, 3 10 1, 4 10 8 6 p 33 10 Pa Tabell 1. Indata för beräkning av deplacement för hydraulmotorer. 6 5 dm 3 Det sökta deplacementet i ges av ekvation 1 nedan. rad V motor = backe ( p η ) max M hm _ backe 1000 ( 1) 7

I ekvationen ovan är M backe och η hm _ backe okända. När skotaren går i en backe med 30 graders lutning så kommer momentet att vara högre än när den går på plan mark. Det blir därför det dimensionerande scenariot. Momentet som krävs per hjul kan beräknas med ekvation 2 nedan. F D backe hjul M backe = 4 2 (2) F backe är okänt och måste beräknas. F backe ges av ekvation 3 nedan. ( sin( 30) + cos( 30) ) ( 3) Fbacke = mtot g μ backe I ekvation 3 är allt känt och F backe kan beräknas. Kvar som okänt från ekvation 1 är η hm _ backe som måste beräknas. Detta görs med ekvation 4 nedan. η hm _ backe = 1 Cmm ψ backe ( 4) ψ backe är okänt i ekvation 4 ovan och måste beräknas. ψ backe = f ω p backe max ( 5) I ekvation 5 ovan måste ω backe beräknas. Detta gjordes med ekvation 6 nedan. ω backe v = D backe hjul / 2 ( 6) Med detta beräknat kunde deplacementet beräknas enligt ekvation 1 ovan. Det beräknade deplacementet jämfördes sedan med Hägglunds [2] katalog över hydraulmotorer. Den hydraulmotorn med närmast större deplacement jämfört med det beräknade deplacementet valdes. 2.2 Pump När hydraulmotorer valts måste volymsflödet som krävs för att leverera hydraulolja fram till dessa beräknas. Efter det måste en pump som klarar av att leverera detta flöde väljas. Dessa beräkningar gjordes i följande steg. För att veta vilken pump som skall väljas måste pumpens deplacement först beräknas. Detta gjordes med ekvation 7 nedan. V pump Q = ω η pump pump _ plan v _ pump ( 7) I ekvation 7 ovan är allt okänt och måste beräknas. Q pump _ plan är det flöde som pumpen måste leverera till de fyra hydraulmotorerna. Detta flöde är större vid drift på plan mark, då det är hastigheten som har störst inverkan på flödet. Hastigheten var som bekant högre vid drift på plan mark än vid drift i backe. Av den anledningen blir drift på plan mark här det dimensionerande scenariot. 8

Q pump 4 Qmax_ motor _ plan = ( 8) η v _ pump Q max_ motor i ekvation 8 kunde beräknas med ekvation 9 nedan. Qideal _ motor Qmax_ motor = ( 9) η v _ plan Det ideala motorflödet, Q ideal _ motor, beräknades för det plana scenariot där motorerna antogs gå med halva deplacementet (givet från katalog över vald hydraulmotor) samt att driven skedde på två av de fyra hjulen. Q ideal _ motor beräknades enligt ekvation 10 nedan. Q ideal Vvald _ motor _ motor = ω plan ( 10) 4 Till ekvation 10 beräknades ω plan enligt: ω plan v = D plan hjul / 2 ( 11) För fullständig beräkningsgång se bilaga A, Matlab kod. Då deplacementet för pumpen beräknats kunde en pump med närmast större deplacement väljas ur Bosch Rexroths [3] produktkatalog. 2.3 Förbränningsmotor Med pumpen vald så måste en förbränningsmotor väljas som kan leverera erforderlig effekt till pumpen. Vid beräkning framkom det att effektbehovet vid drift i backe var större än effektbehovet vid drift på plan mark, av den anledningen redovisas endast beräkningsgången för drift i backe nedan. För att beräkna pumpens effektbehov vid drift i backe användes ekvation 12 nedan. P pump _ backe = Q pump _ backe p pump _ backe ( 12) Där Q pump _ backe är pumpens volymsflöde vid drift i backe och p pump _ backe är systemtrycket i samma driftförhållande. 9

2.4 Ackumulatortankar I tabell 2 nedan redovisas de antaganden som gjordes för beräkningen. Retardation, g 9,81 m/s² Begynnelsehastighet, v1 30 km/h Sluthastighet, v2 0 km/h Tabell 2. Indata för beräkning av ackumulatortankar. För att uppskatta lämplig volym på ackumulatorn antogs start och sluthastigheter för inbromsningen samt retardationen. Flödet in till ackumulatorn beräknades utifrån: Q = motor 4 V vald _ ϕ ( 13) Där, ϕ, är vinkelhastighet och, V vald _ motor, är radiandeplacementet för varje hydraulmotor. Den volymetriska verkningsgraden sattes till 1 då denna varierar med tryck och rotationshastighet. Δ V = ΔQ Δt (14) Volymförändringarna, Δ V, summerades sedan för att beräkna totalvolymen. 2.5 Slangar Strömningsförlusterna i hydraulslangen approximerades som vid rörströmning. Tryckförlusten per längdenhet beräknades enligt 2 Δp λρv = (15) l 2d Där ρ är oljans densitet, d är slangens innerdiameter, v är oljans medelhastighet vilken ges av Q A, flöde per area. λ är oljans friktionstal, 64 λ = ( 16) Re, vid laminär strömning. 0, 316 λ = ( 17) 4 Re, vid turbulent strömning. Strömningen antas vara turbulent vid Reynolds tal (Re) över 2300. Reynolds tal vid rörströmning ges av vd Re = ( 18) υ där υ är oljans kinematiska viskositet. 10

2.6 Regenerativ bromsning Vid inbromsning leds hydrauloljan från samtliga hydraulmotorer till en ackumulator, i denna ackumulator lagras energin i form av komprimerad kvävgas. Vid behov kommer sedan denna trycksatta oljan att ledas in till pumpen, vilket innebär att tryckökningen över pumpen blir lägre och motorns belastning minskar. För att kompensera för den varierande volymen i systemet kommer ytterligare en ackumulatortank användas, denna kommer dock att vara trycksatt med ett betydligt lägre förtryck. De valda ackumulatorerna är av typen blåsackumulator (se figur 6). Blåsan i ackumulatorn är fylld med kvävgas som komprimeras då ackumulatorn fylls med olja. Då hydraulmotorerna kommer att arbeta mot ett mottryck kommer det maximala bromsande momentet per hjulmotor ges utav: M = V ϕ Δp η hm (19) där V ϕ är hydraulmotorns radiandeplacement och η hm är hydraulmotorns hydraulmekaniska verkningsgrad. Trycket i ackumulatorn kommer att öka allt eftersom den fylls vilket innebär att Δp kommer att variera och därmed även bromsmomentet. Detta medför att för att de mekaniska bromsarna kommer att vara tvungna att kompensera och jobba tillsammans med hydraulsystemet för att säkerställa en kontrollerad och säker inbromsning. Då ackumulatorn är full kommer oljan gå genom en tryckbegränsningsventil där oljans rörelseenergi kommer att omvandlas till värme. De valda ackumulatortankarna är specificerade för arbetstryck upp till 35 MPa, alltså bör tryckbegränsningsventilen vara inställd på detta. Trycket in till hydraulmotorerna kommer i detta fall vara det tryck som matarpumpen levererar (1 till 2 MPa). Förhållandet mellan volym och tryck i ackumulatorn beror dels på om kompressionen/expansionen av kvävgasen sker isotermiskt eller adiabatiskt. Vid låga hastigheter då gasen hinner kylas av sker kompressionen isotermiskt och vid höga hastigheter adiabatiskt. Isotermiskt: V 1 p1 = V2 p2 (20) Adiabatiskt: p 1 Vχ1 = p2 Vχ 2 (21) Vid höga tryck kommer måste även en korrektionsfaktor tas med i beräkningarna. För att reglera flödet till och från ackumulatorerna så krävs ett antal ventiler. T ex tillverkaren Bosch Rexroth levererar färdiga kundanpassade lösningar för detta. Hur dessa är uppbyggda är dock oklart men en möjlig uppbyggnad skulle kunna se ut som enligt figur 1. 11

Figur 1. Hydrauschema, styrning av regenerativ bromsning. Denna lösning är uppbyggd av tre riktningsventiler, två tryckbegränsningsventiler samt en backventil. Riktningsventilerna Rv1 och Rv2 styrs synkroniserat och styr broms/gaspådrag medans Rv3 styrs om fordonet skall drivas bakåt eller framåt. Samtliga riktningsventiler styrs elektroniskt ifrån en central styrdator. Anslutningarna P1/P2 kopplas till pumpen, M1/M2 till motorerna och A1/A2 till ackumulatorerna. 2.7 Övriga hydraulkomponenter För att hydraulsystemet ska fungera tillfredsställande krävs ett antal ytterligare komponenter som nämns nedan. Volymströmsdelare För att fördela oljeflödet mellan hjulmotorerna används en volymströmsdelare. Denna enhet pilotstyrs elektroniskt ifrån en datorenhet och kan reglera flödet individuellt till de olika hjulmotorerna samt även frikoppla dessa. Hydraultank Trots ackumulatortankarna kommer kompensera för volymsförändringar kommer även en icke trycksatt hydraultank krävas. Denna tank har bland annat till uppgift att avskilja fri luft, avskilja vatten, avskilja fasta föroreningar, kyla oljan och fungera som vätskereservoar. Då ett slutet system används kommer enbart läckage ifrån pumpen, hjulmotorerna samt olja ifrån tryckbegränsningsventiler ledas till tanken. För mobila applikationer rekommenderas att tankvolymen i liter ska vara lika stor som flödet till tanken i liter/minut. Läckaget ifrån pump och motorer beräknades utifrån den volymetriska verkningsgraden på dessa enligt ekvation 22 nedan. Q läckage = Q pump 1 Vpump Q motor 1 Vmotor (22) Det största läckaget uppstår då flödet är som störst vid framdrift i 50 km/h. 12

Luftfilter Till hydraultanken behövs även ett luftfilter för att inte föroreningar ska sugas in tanken. Oljefilter Hydrauloljan behöver filtreras för att begränsa antalet skadliga partiklar. Detta för att undvika ökat slitage på pumpar och motorer eller att någon känslig ventil sätter igen. Ett sugfilter kommer att monteras innan huvudpumpens matarpump som filtrerar bort större partiklar ifrån hydraultanken. Ett tryckfilter kommer även att monteras efter matarpumpen, detta kommer att kunna filtrera bort finare partiklar. I valda filter ingår tryckbegränsningsventiler för att undvika att filtret förstörs om det täpps igen samt manometrar som visar när det är dags att byta filter. Detta genom att tryckfallet över filtret ökar när partiklar ansamlas i det. Oljefiltren dimensioneras mot flödet enligt ekvation 22, tryckfiltret dimensioneras även mot matarpumpens tryck. Övriga ventiler För att säkerställa att trycket i systemet inte överskrider önskade värden krävs en tryckbegränsningsventil. 2.8 Skivbroms För att få en överblick om vilka temperaturer som uppstår i en skiva när den utsätts för ett bromsande moment görs en termisk analys med hjälp av programmet Comsol Multiphysics. Den termiska analysen hjälper oss att se vilka dimensioner som kan väljas hos skivan utan att riskera termisk deformation. För att göra analysen krävs vissa antaganden. Bland annat antags att konvektionen endast ligger på skivans sidor, se nedanstående figur. Figur 1. I Comsol Multiphysics definieras konvektionen endast på skivans sidor, de röda pilarna. Figuren symboliserar skivans tvärsnitt. Nedan visas även en grafisk illustration över hur konvektionen ser ut. 13

Ingen konvektion Konvektion Figur 2. Grafisk illustration, pilarna symboliserar värmeflöde Vidare approximeras bromsskivan som en cirkelskiva, med andra ord tas ingen hänsyn till att skivan kan vara ventilerad eller annorlunda utformad. Friktionen mellan mark och hjul antags vara ett vilket innebär att ingen slirning förekommer. Ytterligare information som krävs för analysen är materialdata för skivan: Elasticitetsmodul, E=210 GPa Poissons tal, v=0,3 Värmeutvidgningskoefficient, α=11e-6 K -1 Specifikt värme, c p =500 J/kgK Värmeledningstal, k=45 W/mK Densitet=7800 kg/m 3 En bromsskiva med innerdiameter är 200 mm, ytterdiametern är 400 mm och bredden 20 mm väljs till att börja med. Vidare har skotaren två bromsskivor vid varje hjul och förhållandet mellan framaxel/bakaxel antags vara 80/20. Massan för skotaren är i nuläget 11,38 ton och den beräknas lasta timmer på 20 m 2 vilket motsvarar en vikt på 16 ton (timmer väger uppskattningsvis 800 kg/m 3 ). Totalvikten för skotare och timmer är således 27,38 ton vilket har används i beräkningarna. Förhoppningsvis kommer vikten att reduceras men för att vara på den säkra sidan dimensioneras bromsskivorna utifrån denna vikt. Omgivningstemperaturen sätts till 20 C. 14

3 RESULTAT I detta kapitel presenteras resultaten av de beräkningar som ställdes upp i metod kapitlet. Valda komponenter kommer också att redovisas. 3.1 Hydraulmotorer dm 3 Ur ekvation 1 erhölls ett radiandeplacement på 0,5678. Ur Hägglunds katalog över rad hydraulmotorer valdes sedan den motor som hade det närmast större radiandeplacementet dm 3 nämligen motor CA 70 60 med ett radiandeplacement på 0,6002. rad 3.2 Pump Volymsflödet som krävs för att leverera hydraulolja fram till hydraulmotorerna ges av ekvation 8 l till 14,5211 l/s. Detta gör att pumpdeplacementet enligt ekvation 7 blev 0,0675. Utefter rad detta pumpdeplacement valdes pump A4CSG 500 ur Bosch Rexroths katalog. A4CSG 500 som l valdes hade ett pumpdeplacement på 0,0796. Denna pump är anpassad för slutna rad hydraulsystem och har en matarpump för matning av olja ifrån hydraultanken. I figur 4 nedan ses en CAD-modell över vald pump. Figur 4. CAD-modell över vald pump. 3.3 Förbränningsmotor Förbränningsmotor väljs utifrån den effekt som hydraulpumpen kräver. Effekten beräknades enligt ekvation 12 till 170,68 kw. Scania [5] har ingen motor med så låg effekt då den minsta motorn har en effekt på 177 kw enligt figur 5 nedan. 15

Figur 5. Scanias Industrial Engines listade efter effekt. Den översta motorn i figur 4 är en 5-cylindrig rak motor som passar bra till vår applikation. För att enkelt kunna se om motorn kommer få plats i den slutliga konstruktionen görs en CADmodell med de viktigaste yttermåtten, samt mått för fästpunkterna hos motorn, se figur 6 nedan. Figur 6. CAD-model av Scania DC9 60A med dess fästpunkter markerade. 3.4 Ackumulatortankar Volymen för ackumulatortankarna beräknades enligt ekvation 13 till 13,0726 liter. Efter testning av olika bromsfall så valdes två stycken 20 liter stora ackumulatortankar. Det bör poängteras att detta är en ganska grov uppskattning då inga kördata fanns att tillgå. I figur 7 nedan ses en CADmodell över en ackumulator tank. 16

Figur 7. CAD-modell över en ackumulatortank. 3.5 Slangar Oljans densitet uppskattades till 890 kg/m 3 och oljans kinematiska viskositet uppskattades till 30 mm 2 /s. Flödet till och från hydraulmotorerna blir som störst vid körning på plan mark i 50 km/h. För att klara av stora temperaturvariationer och ett arbetstryck på 350 bar valdes en hydraulslang ifrån Specma Hydraulic, modell 855. Denna slang ska klara arbetstemperaturer från -40ºC till +121ºC och ett arbetstryck på 420 bar. Då hydraulslangar säljs i standard tum dimensioner, valdes en slang med innerdiametern 1¼ vilket skulle ge en tryckförlust på ca 0,11 bar/m, vilket antas godtagbart. För att undersöka hur stor plats slangarna kommer att ta samt hur slangdragningen skulle se ut på skotaren så användes Solid Edge. I Solid Edge finns tilläggspaketet XpresRoute som tillåter användaren att dra rör mellan två punkter. Detta kan ske på två olika sätt, nämligen att programmet själv räknar ut den bästa vägen mellan de två punkter mellan vilka rören skall dras och sedan ritar ut röret åt användaren. Alternativ två är att användaren själv definierar den banan efter vilken rören skall dras och sedan ritar programmet ut rören. Anledningen till att XpresRoute användes istället för till exempel Harnessing var den att harnessing är ett tilläggspaket för elektronikkablage. Detta medför att kablarna har en mycket mindre diameter än den diameter som slangarna i verkligheten har. Det negativa med XpresRoute är att man drar stela rör istället för slangar. De kommer alltså inte att påverkas något av gravitationen och kommer alltid att hänga stelt i luften, vilket en slang inte skulle göra. För att kringgå detta så dras rören så nära ramen som möjligt. I och med det skulle de likväl kunnat vara slangar som fästs vid ramen. För att beräkna den extra vikt som medförs av hydrauloljan så användas ekvationen nedan. m = ρ V 2 2 3, där volymen olja i slangarna ges av V slang = π r l = π 0, 015875 41, 8= 0, 0331m. 3 Hydraulmotorerna har ett deplacement på 0,6002 dm / rad. Om det antas att mängden hydraulolja som får plats i en hydraulmotor är halva deplacementet under ett varv så blir denna 3 volym 0, 3001 2 π = 1, 8856dm. Total volym hydraulolja i samtliga motorer blir då 0,0075 3 m. 17

3 I ackumulatorerna ryms så mycket som 0,02 m hydraulolja. Detta ger att det är 0,0275 3 m hydraulolja i ackumulatorer och motorer tillsammans. Detta ger en vikt för hydrauloljan på 890 0, 0606 = 53, 9340 54kg. Givet ur produktkatalog från Specma Hydraulics är att hydraulslang modell 855 väger 3,6 kg/m. Då detta är givet samt att längden uppskattas med Solid Edge till 41,8 meter, så blir vikten för själva slangarna 150,5 kg. Total vikt för slangar och hydraulolja i systemet blir 204,5 kg. 3.6 Regenerativ bromsning Med ett antaget matartryck på 2 MPa och med den beräknade hydraulmekaniska verkningsgraden för hjulmotorerna vid 50 km/h (denna verkningsgrad minskar med hastigheten) fås ett bromsmoment enligt ekvation 15 på: 3 3, 771 m 6 M = V Δp hm = 33 10 18900 1000 2 rad ϕ η, π [ Pa] 0 955= [ Nm] Den lösning för styrning av oljeflödet till och från ackumulatortankarna som föreslagits under metod är uppbyggd av tre riktningsventiler, två tryckbegränsningsventiler samt en backventil. Denna kan byggas i ett ventilblock, då detta inte finns tillgängligt som standard är det svårt att uppskatta vikt och storlek på detta ventilblock. Detta block är innehåller dock färre ventiler än den valda volymströmsdelaren, men med de höga flödena i åtanke bör räkna med en vikt på minst 30 kg. 3.7 Övriga hydraulkomponenter Nedan följer en redovisning av övriga valda hydraulkomponenter som krävs för att hydraulsystemet ska fungera tillfredsställande. Volymströmsdelare En volymströmsdelare ifrån Bosch Rexroth, modell RTM 25 E4. Ventilblocket väger 59,2 kg, Information om ytterdimensioner saknas i Bosch Rexroths webbkatalog. Hydraultank Tankvolymen har beräknats enligt ekv. 22 till 105 liter. Detta är dock en rekomendation och kan förmodligen minskas. Med en tank på 105 liter hydraulolja väger oljan ca 93 kg. Med hjälp av en enkel tankmodell i Solid Edge uppskattas tankens vikt till ca 55 kg. Detta med en tank gjord av 4 mm tjock stålplåt. Detta medför en total vikt på tank och olja på ca 150 kg. Luftfilter Inga beräkningar har genomförts för att utreda vilken filterstorlek som krävs, dock rör det sig om små extravikter. De luftfilter som Bosch Rexroth erbjuder väger i storleksordningen 0,5 till 2 kg. 18

Oljefilter Utifrån ekv. 22 blir flödet över oljefiltren 105 liter/min. Den valda huvudpumpens matarpump levererar ett maximalt tryck på 30 bar vilket tryckfiltret har dimensionerats utifrån. Som tryckfilter har modell 40/160 LE0020 ifrån Bosch Rexroth valts, vilket väger 4,86 kg Som sugfilter har modell SE225 ifrån Bosch Rexroth valts, vilket väger 7,5 kg. Övriga ventiler En variabel tryckbegränsningsventil av modell 0 532 002 059 ifrån Bosch Rexroth har valts. Denna är ställbar mellan 50 till 350 bar och väger 1,0 kg. 3.8 Stoppbromsning från 40 km/h Ett vanligt förekommande fall är att man behöver bromsa in till stillastående vid till exempelvis en korsning. En stoppbromsning från 40 km/h innebär att man kör i denna hastighet och bromsar tills fordonet står helt stilla. Skotaren är fullastad med timmer och har totalvikten 27,38 ton. Effekten som bromsarna utvecklar under stoppbromsningen är vid tiden t: M = Skotarens totala massa, i nuläget är M=27,38 ton V 0 = Begynnelsehastigheten, i detta fall 40 km/h = 11,1 m/s a = Retardationen, i detta fall sätts retardationen till 9,82 m/s 2 Från 40 km/h och med retardationen 9,82 m/s 2 tar bromsningen 1,13 sekunder enligt: Figur 3. Temperaturen efter avslutad stoppbromsning varierar mellan 308 och 324 K, vilket motsvarar 35 och 51 C. Men det är viktigt att studera hela det transienta förloppet eftersom stora temperaturskillnader uppstår i början av det transienta förloppet. Därför görs en mer ingående analys i Matlab enligt nästa sida. 19

Anledningen till den låga temperaturen beror på att det sitter dubbla skivor vid varje hjul. Om man endast skulle ha en skiva per hjul skulle den maximala temperaturen efter en stoppbromsning från 40 km/h bli 81 C, vilket också är helt ok. Däremot kommer temperaturskillnaderna i början av det transienta förloppet att bli så stora som 180 C om endast en skiva per hjul används, detta ger upphov till tryckspänningar uppemot 500 MPa vilket inte är acceptabelt. I nedanstående plot illustreras det transienta förloppet för en stoppbromsning från 40 km/h.. Figur 4. I början av bromsningen uppstår stora temperaturvariationer mellan skivans yta och skivans kärna, redan efter 0,2*tb är yttemperaturen uppemot 140 C medan kärnans temperatur inte förändrats någonting alls. Konstanten tb är den totala bromstiden. Efter bromstidens slut ligger temperaturen mellan 44 och 48 C. Enligt Comsol för samma simulering fåsatt temperaturen varierar mellan 35 till 51 C. Eftersom avvikelserna från medeltemperaturen i skivan skapar problem i form av termoelastiska spänningar beräknas dessa utifrån nedanstående samband: (1) (2), där värmeutvidgningskoefficienten är samt E och är elasticitetsmodul respektive Poisson s tal som är givna för stål. Temperaturdifferenserna ges ur plotten på nästa sida, den illustrerar max-, min- och medeltemperaturen i skivan under det transienta förloppet. Temperaturen varierar i skivan. Högst temperatur uppstår på ytan medan den lägsta temperaturen uppstår i skivans kärna. 20

T medel -T max T medel -T min Figur 5. Max-, min- och medeltemperaturen i skivan under det transienta förloppet. Dessa temperaturskillnader ger upphov till spänningar enligt ekvartionerna (1) och (2). T medel -T max ger ett negativt värde Tryckspänning medan T medel -T min ger ett positiv värde Dragspänning. Värdet hos den maximala temperaturen uppgår till 135 C vilket ligger en bra bit under 200 C som sågs som ett krav hos en hjullastare från Volvo. Spänningarna skall också studeras. Ekvationerna (1) och (2) matas in i Matlab och spänningarna beräknas i diskreta punkter. Resultatet plottas mot tiden på nästa sida. Dragspänningar i k Tryckspänningar i Figur 6. De maximala tryckspänningarna är 342 MPa och de maximala dragspänningarna är 128 MPa. 21

Vid ett tidigare projekt där skivbromsarna till en hjullastare skulle simuleras fanns kraven att tryckspänningarna inte fick överstiga 350 Mpa och dragspänningarna inte fick överstiga 160 Mpa. Skivorna till skotaren uppfyller dessa krav men de ligger på gränsen till termisk plasticering vilket inte är bra. Därför behålls konfigurationen med dubbla skivor vid varje hjul. Genom att göra sveparean på skivorna något större visar det sig att spänningarna sjunker. Om ytterdiametern hos skivorna ökas med 5 cm kommer tryckspänningarna minska till 250 Mpa vilket är helt ok. Därför är det att rekommendera att göra skivorna något större, men först bör vikten på skotaren fastställas och även viktfördelningen så att den verkligen väger 27,38 ton och har viktfördelningen 80/20 mellan fram- och bakaxel. Viktigt att notera är att om skivorna görs tjockare kommer det ta längre tid för värmen att nå kärnan i skivan och större temperaturvariationer kommer uppstå. Ur spänningssynpunkt bör inte skivan göras tjockare alltså. 3.9 Upprepande bromsning från 10 km/h Med upprepad bromsning avses att skotaren kör i 10 km/h för att sedan bromsa ned till stillastående, därefter kör skotaren upp i 10 km/h igen och efter 30 sekunder bromsar den ned till stillastående. Denna simulering ska efterlikna ett vanligt förekommande fall då skotaren kör runt i terrängen och flyttar sig mellan olika ställen. Hastigheten 10 km/h kan diskuteras om den är rimlig, men snabbare kör man nog inte i terrängen. Simuleringen bygger också på att skotaren kör på plan mark och att rullning utan glidning förekommer. Den totala bromseffekten vid upprepad bromsning formuleras till: (1), där t s är intervalltiden mellan inbromsningarna, här antags t s vara lika med 30 sekunder. Skotaren antags som tidigare ha två bromsskivor vid varje hjul och förhållandet mellan framaxel/bakaxel är 80/20. Största brompåverkan blir på en skiva i fram, vilket ger faktorn framför ekvation (1). I Comsol Multiphysics definieras randvillkoren. Comsol kräver det inåtriktade värmeflödet i enheten [W/m 2 ], alltså matas Q Bromsning dividerat med kylarean in, kylarean symboliseras av de röda pilarna i Figur 2. Även värmeledningskoefficient och extern temperatur matas in. Den externa temperaturen antags vara 293 K. Simuleringen ger nedanstående plott: 22

Figur 7. Temperaturen ligger runt 500 K vilket motsvarar 227 C då skotaren kör upprepad bromsning från 10 km/h med 30 sekunders intervall. Även denna simulering gjordes vid hjullastarprojektet och kraven var då max 500 C efter en upprepad bromsning från 20 km/h. Om hastigheten ökas från 10 km/h till 20 km/h hos skotaren fås en maximal temperatur på 495 C i kärnan. Även om temperaturen ligger på 495 C så går det få ner den ytterligare. Som det ser ut nu är vikten på skotaren 27,38 ton vilket är väldigt mycket. Att minska vikten med 6 ton gör att temperaturen går ner till 419 C. Man kan också diskutera hur rimligt körfallet är. Ofta åker skotaren till en plats, stannar och lastar. Har kranen en god räckvidd behöver inte skotaren åka runt lika mycket och skivorna hinner svalna emellanåt. 23

24

4 DISKUSSION OCH SAMMANFATTNING I detta kapitel diskuteras de resultat som presenterats i föregående kapitel. 4.1 Diskussion Eftersom projektet har sysselsatt flera olika grupper har kommunikationen grupperna emellan varit viktig. Detta har fungerat relativt bra inom de flesta områden. Men tyvärr visade det sig att skivbromsarna inte hade fått så stor uppmärksamhet i början av projektet. Ett argument för att kommunikationen mellan grupper är viktig genom hela projektet är att skivorna blev svåra att implementera i det befintliga hjulhuset när projektet började gå mot sitt slut. När det gäller skivbromsarna har de simulerats som plana cirkelskivor, detta gör att de får något sämre kylning mot om man skulle ha ventilerade skivor eller helt enkelt låta skivorna kylas av ett oljebad. Detta är egentligen inte av betydelse då simuleringen kommer ge en högre temperatur än den verkliga vilket gör att man ändå ligger på den säkra sidan. Ska man däremot optimera vikten på skivorna, är det av betydelse att göra en mera noggrann analys för att få så noggrant resultat som möjligt och därmed kunna minska mängden material i skivorna. Man bör också titta på hur stor bromseffekt det regenerativa bromssystemet bidrar till. Men för att få redundans som var syftet med att ha två olika bromssystem bör skivbromssystemet vara oberoende av det regenerativa systemet. Ett alternativ skulle då vara att även ha en handbroms i form en trumbroms som exempel, om det räcker? Då skulle det regenerativa bromssystemet kunna samarbeta med skivbromssystemet och ändå ge redundans tack vare handbromsen. De slutsatser man kan dra från simuleringarna i detta kapitel är att tjockleksvariationer hos bromsskivan är generellt inte speciellt effektiva. Större sveparea är betydligt bättre för att få god konvektion vid höga temperaturer. Även slutgiltiga värden på massa och tyngdpunkt har ännu inte kunnat ges. Men som dagens konstruktion ser ut kommer det bli besvärligt att få in en skivbroms i den nuvarande konstruktionen eftersom hjulupphängningen är i vägen. Därför är det av stor vikt att försöka få ner dimensionerna hos bromssystemet och helst endast ha en skiva per hjul. Skivorna skall i dagsläget ha ytterdiametern 40 cm, innerdiametern 20 cm och bredden 2 cm. Dubbla skivor vid varje hjul eftersträvas. Vidare skulle ventilerade skivor vara bra för att få bättre kylning, det man bör beakta då är utformningen av skivorna och hur kraftflöden sprider sig för att undvika spänningskoncentrationer som kan uppstå i hål osv. Även oljekylningen skulle ge bra kyleffekt, nackdelen är att ett sådant paket tar stor plats. Värden som värmeledningsförmåga och värmeledningstal har uppskattats ifrån förra årets hjullastarsimulering. Vad gäller den hydrauliska delen har även här vissa värden antagits. Dessa värden har uppskattats från uppgifter som framkommit i årets Hydraulik och Pneumatik kurs. Kranen på skotaren kommer att drivas hydrauliskt, dock är det oklart hur denna ska kopplas till drivlinans hydraulsystem. Detta kan göras dels genom att koppla in ytterligare en pump, den valda pumpen kan väljas med en utgående axel för inkoppling av ytterligare en pump i upp till samma storlek som den själva. Ett annat alternativ är att genom ett ventilblock koppla in kranen direkt till drivlinans hydraulsystem, men hur detta skulle ske har ännu inte utretts. 25

26

5 REFERENSER 1. MATLAB R2007b, Version 7.5.0.342, Copyright 1984-2007, The MathWorks Inc. 2. Hägglunds katalog, http://www.hagglunds.com/upload/20061127111927a_en_386-16h_low.pdf, besökt den 8 december 2008. 3. Bosch Rexroth, http://www.boschrexroth.com/modules/brmv2pdfdownload.dll?db=brmv2&watermar k=off&lvid=56169&mvid=1272&clid=20&sid=4eefc19e4e4f62b3d64ec5a2f0672 A01&sch=M, besökt den 15 december 2008. 4. COMSOL Multiphysics, Copyright 1998-2009 COMSOL AB. 5. Scania, http://138.106.100.11/i&m/litt_cd/presales/spec_industrial/industrial_engines.pdf, besökt den 19 januari 2009. 27

28

BILAGA A: EXTRA INFORMATION Detta kapitel innehåller de till projektet relevanta bilagorna. Dessa har av utrymmesskäl inte placerats i huvudrapporten. A.A Matlab kod % Systemkonstruktion - beräkning av hydraulikkomonenter. % Mika Hyvärinen, Jon Skagersten, Joakim Sandberg och Tommy Robertson clc clear all g = 9.81; %m/s^2 m_maskin = 8000; m_last = 12000; m = m_maskin + m_last; v_backe = 2/3.6; %m/s v_plan = 50/3.6; %m/s D_hjul = 1.3; %meter Ur CAD-modell Rullmotstand_plan = 0.02; %Antagen!! Rullmotstand_backe = 0.1; %Antagen!! Friktion = 0.03; %Pa*s Cvm = 1.1*10^-9; %Antagen enligt tidigare inlämning!! Cvp = 1.4*10^-8; %Antagen enligt tidigare inlämning!! Cmm = 2.3*10^6; %Antagen enligt tidigare inlämning!! Cmp = 1.4*10^5; %Antagen enligt tidigare inlämning!! p_max = 33*10^6; %Pa, Antagen!! omega_backe = v_backe / (D_hjul/2); omega_plan = v_plan/(d_hjul/2); omega_pump = 2200*2*pi/60; % Antagen ur Scania bilaga!! gaffel_backe = Friktion*omega_backe/p_max; gaffel_plan = Friktion*omega_plan/p_max; gaffel_pump = Friktion*omega_pump/p_max; etha_hm_backe = 1 - (2.3*10^6 * gaffel_backe); etha_hm_plan = 1 - (2.3*10^6 * gaffel_plan); etha_v_plan = 1/(1+Cvm/gaffel_plan); etha_v_backe = 1/(1+Cvm/gaffel_backe); etha_v_pump = 1 - (Cvp/gaffel_pump); etha_hm_pump = 1/(1 + Cmp*gaffel_pump); F_backe = m*g*(sind(30) + Rullmotstand_backe*cosd(30)); %Kraften i backe F_plan = m*g*rullmotstand_plan; %Kraften på plan mark M_backe = (F_backe/4)*(D_hjul/2); %Moment M_plan = (F_plan/4)*(D_hjul/2); %Moment V_motor = (M_backe / (p_max*etha_hm_backe))*1000 % Deplacementet i dm^3/rad V_katalog = 3.771/(2*pi) %Ur Hägglundskatalog "CA 70 60" Q_i_motor = V_katalog/4 * omega_plan; % Volymström vid gång på plan mark %OBS! Motorerna körs med halvt deplacement!! och 2 hjul!! Q_max_motor = Q_i_motor/etha_v_plan; 29

p_pump_backe = (M_backe / (V_katalog*10^-3*etha_hm_backe))/etha_hm_pump; %Systemtrycket p_pump_plan = (M_plan / (V_katalog*10^-3*etha_hm_plan))/etha_hm_pump; %Systemtrycket Q_v_motor = (1-etha_v_plan)*Q_max_motor; Q_pump_plan = 4*Q_max_motor / etha_v_pump % Pump flöde i l/s 50km/h Q_pump_backe = (4*V_katalog*omega_backe / etha_v_backe)/etha_v_pump M_max = 18*100; v_max = 310*2*pi*1.3*3.6/60; % Max hast. för hjulmotorerna på plan mark V_pump = Q_pump_plan / (omega_pump*etha_v_pump) % Pump deplacement i liter/rad V_pump_cm3_varv = V_pump * 1000*2*pi; V_pump_katalog = 500/(1000*2*pi) % Variable Pump A4CSG 500 - Bosch Rexroth P_pump_backe = Q_pump_backe/1000 * p_pump_backe % Pump effekt i backe P_pump_plan = Q_pump_plan/1000 * p_pump_plan % Pump effekt på plan mark % Dimensionering av ackumulator Volym=[0]; a = 9.81; v1=30/3.6; v2=0/3.6; v=[v1:-(v1-v2)/100:v2]; 30km/h till 0 [m/s] % Retardation [m/s^2] % Hastighet vid bromstillslag [m/s] % Sluthastighet [m/s] % 100 steg lång hastighetsvektor från t_broms = (v1-v2)/a; % Total bromstid [s] tt=t_broms/length(v); % Bromstid per beräkningssteg [s] fi=v/(0.5*d_hjul); % Vektor med vinkelhastighet [rad/s] Q=4*V_katalog*fi; % Flödet till akumulatortanken (från 4 motorer) med en volymetrisk verkningsgrad 1 for ii=1:length(v) deltavolym(ii)=tt*q(ii); % Volymsändring i liter Volym(ii+1)=(Volym(ii)+deltavolym(ii)); end Ackumulatortank = max(volym) % Maximal volym som krävs under inbromsningen [l] % Beräkning av maximalt hydrauliskt bromsmoment vid 50km/h. p_tback = 33*10^6; % Tryckskillnad i Pa över hjulmotorerna vid maxtrycket 35MPa i ackumulatortanken och 2MPa ingående tryck M_bromsmax = V_katalog*p_tback*etha_hm_plan/1000 % Rörströmning dens_olja = 890; % Oljans densitet [kg/m^3] antaget visk_kin = 30*10^-6; % Oljans kinematiska viskositet [m^2/s] anges av leverantörer i mm^2/s visk_dyn = visk_kin*dens_olja; % Oljans dynamiska viskositet [Ns/m^2] d_ror_pump = 30*10^-3; % Rördiameter [m] A_ror_pump = 0.25*pi*d_ror_pump^2 % Area på röret [m^2] v_olja_pump = (Q_pump_plan*10^-3)/A_ror_pump; % Maximal medelfluidhastighet ifrån pumpen (vid gång på plan mark 50km/h) [m/s] 30

Re_ror_pump = v_olja_pump*d_ror_pump*dens_olja/visk_dyn; if Re_ror_pump < 2300 lamb_ror_pump = 64/Re_ror_pump; strömning else lamb_ror_pump = 0.316/(Re_ror_pump^(1/4)); strömning i släta rör end % Reynolds tal % Laminär % Turbulent pfl_pump = (lamb_ror_pump*dens_olja*v_olja_pump^2)/(2*d_ror_pump) % Tryckfall per meter rör [Pa/m] % Beräkningen stämmer med formuläret som finns på % http://www.terling.se/ror.shtml % Filtersflöden Q_filter = Q_pump_plan*((1-etha_v_plan)+(1-etha_v_pump))*60; % Läckage från motorer och pump i liter/min A.B Kopplingsschema Figur 8. Kopplingsschema över drivlinan. 31