DWUMASOWE KOŁO ZAMACHOWE PROJEKTOWANIE I ANALIZA

Transkrypt

1 ODELOWANIE INŻYNIERSKIE nr 46, ISSN X DWUASOWE KOŁO ZAACHOWE PROJEKTOWANIE I ANALIZA aciej Sidorowicz a, Dariusz Szpica b Katedra Budowy i Eksploatacji aszyn, Politechnika Białostocka a maciej.sidorowicz.pb@gmail.com, b d.szpica@pb.edu.pl Streszczenie Dwumasowe koła zamachowe zostały skonstruowane, by poprawić tłumienie drgań skrętnych w odniesieniu do klasycznych tłumików drgań skrętnych montowanych w tarczach sprzęgłowych. Dwumasowe koło zamachowe dzięki swoim rozmiarom może zawrzeć wewnątrz swojej konstrukcji większy układ tłumiący niż w rozwiązaniach klasycznych. imo to takie rozwiązanie techniczne jest związane z wieloma kwestiami projektowymi, takimi jak sztywności sprężyn, wytrzymałość połączeń spawanych, łożyskowanie, wytrzymałość zabieraka. Wymienione problemy skłaniają konstruktorów do poprawiania konstrukcji istniejących kół dwumasowych, ponieważ nadal jest to część eksploatacyjna. W artykule przedstawiono tok projektowy dwumasowego koła zamachowego z przeznaczeniem do wybranego typu silnika wysokoprężnego. THE DUAL-ASS FLYWHEEL DESIGN AND ANALYSIS Summary Dual-mass flywheels were made to improve the torsional vibrations damping comparing to the classic dampers, mounted in clutch discs. The dual-mass flywheel, by means of its size, can hold bigger damping system inside it than the classic ones. However, such technical solution gives many problems which occur during design, like springs stiffness, welding joint durability, bearing, carrier durability. This all challenge constructors to improve the design of existing dual-mass flywheels, because they stay wailing car component so far. In the thesis there is presented the dual-mass flywheel designing process with intention to use in chosen diesel engine type.. WSTĘP Rozwój motoryzacji w ostatnich dekadach wykształcił nowe wymagania co do komfortu jazdy. Jednocześnie nowoczesne silniki są wydajniejsze, auta coraz lżejsze, a nadwozia optymalizowane w tunelach aerodynamicznych. Źródło każdego hałasu stało się bardziej odczuwalne przez kierowców. Dodatkowo przyczyniają się do tego ekstremalnie niskoobrotowe silniki i nowe generacje skrzyń biegów pracujące na rzadszych olejach. Od połowy lat osiemdziesiątych rozwijana jest technologia dwumasowych kół zamachowych. Wydajność tłumików drgań skrętnych osadzonych w tarczy sprzęgłowej osiągnęła swój limit. Stały wzrost mocy jednostek napędowych, wraz ze wzrostem momentów obrotowych i redukcją wymiarów komory silnika, doprowadził do przekroczenia granicy możliwości tłumienia w klasycznym układzie []. Na rys. porównano tłumienie drgań skrętnych z wykorzystaniem układu konwencjonalnego z układem dwumasowego koła zamachowego. Rosnące oczekiwania dotyczące komfortu jazdy pojazdami samochodowymi wymuszają stosowanie coraz to skuteczniejszych tłumików drgań skrętnych. Im moment obrotowy generowany przez silnik jest większy, tym drgania skrętne pracującej jednostki napędowej charakteryzują się wyższymi wartościami amplitud. W latach osiemdziesiątych XX wieku firma LuK podjęła badania w obszarze zwiększenia komfortu jazdy. Wynikiem tego było powstanie dwumasowych kół zamachowych, dzięki którym udało się odizolować drgania skrętne pochodzące od silnika od reszty układu napędowego. Nieprzyjemne dźwięki 03

2 Dwumasowe koło zamachowe - projektowanie i analiza pochodzące ze skrzyni biegów zostały wyeliminowane oraz drgania nadwozia zostały znacząco zredukowane. sprężyn głównych. Występy części pierwotnej działają siłą ściskającą na zespoły sprężyn, które następnie Rys.. Charakterystyki tłumienia tłumików drgań skrętnych a - w układzie konwencjonalnym, b - w układzie z dwumasowym kołem zamachowym []. PROJEKTOWANIE DWUASOWEGO KOŁA ZAACHOWEGO. CHARAKTERYSTYKA POJAZDU BAZOWEGO Projektowany podzespół jest przeznaczony docelowo do silnika ZSD-40.0 TDCi produkowanego przez koncern Ford w roku 999 do chwili obecnej montowanych w modelach: Ford ondeo, Ford Transit, Jaguar X-Type, LDV, London Taxi TX, TXII, Citroen Jumper, Peugeot Boxer, Fiat Ducato, Land Rover Defender. W tab.. przedstawiono podstawowe dane techniczne tej jednostki napędowej. Tabela. Dane techniczne silnika bazowego Parametr Wartość Pojemność skokowa [cm 3 ] 998 Liczba cylindrów/zaworów 4/6 oc maksymalna silnika [K/kW] 5/85 oment obrotowy maksymalny silnika [Nm] 80 asa suchego silnika [kg] 90 Stopień sprężania 9. OPIS DZIAŁANIA KONSTRUKCJI Założono, iż projektowane dwumasowe koło zamachowe zawierać będzie w swojej konstrukcji podwójny układ tłumiący. By wykazać celowość zastosowania takiego rozwiązania, dokonano symulacji tłumienia drgań przez taki układ. Na rys. przedstawiono schemat podwójnego układu tłumiącego zastosowanego w konstrukcji. oment obrotowy generowany przez silnik (rys. 3) jest odbierany z wału korbowego za pomocą bezpośredniego połączenia gwintowego. Wał korbowy jest przykręcony do części pierwotnej dwumasowego koła zamachowego. Z części pierwotnej moment obrotowy jest odbierany przez zespół zabieraka i masę wtórną za pośrednictwem dwóch zespołów śrubowych 04 działają na występy zabieraka. Prędkość względnego obrotu części pierwotnej jest tłumiona siłami tarcia wiskotycznego smaru plastycznego wypełniającego przestrzeń wewnątrz DKZ. W skład zespołu zabieraka wchodzi układ tłumiący złożony z sześciu zespołów sprężyn śrubowych. Tarcza zabieraka odbiera siłę ze sprężyn głównych i przekazuje ją na zespoły sprężyn zabieraka. Ściskane sprężyny działają siłą na tarcze zewnętrzne zespołu zabieraka, które są przykręcone śrubami do masy wtórnej DKZ. asa wtórna posiada powierzchnię cierną, o którą trze dociskana tarcza sprzęgłowa, która odbiera moment obrotowy silnika i przekazuje go dalej do następujących po niej części układu napędowego. Pierwszym krokiem przy projektowaniu koła zamachowego jest obliczenie minimalnej masy członów pierwotnego i wtórnego. Bazując na zależności na pole powierzchni pod wykresem momentu obrotowego silnika (rys. 6). + F 80 o o obr obri OWK i OWKi i 38,443[J] () można wyznaczyć wartość średnią sumarycznego momentu obrotowego silnika gdzie F - pole powierzchni pod wykresem momentu obrotowego silnika, F γ isr o OWK [ ] 44,068 N m korbowego (oś X wykresu), - wartość momentu obrotowego silnika (oś Y wykresu), indykowany moment obrotowy owy silnika, γ - okres przebiegu momentu obrotowego silnika, dla silnika 4- suwowego, 4-cylindrowego γ 80 [6]. - kąt obrotu wału Z kolei nadmiarowe pole indykowanego momentu obrotowego wyliczono z zależności: obr o () isr - średni

3 aciej Sidorowicz, Dariusz Szpica F F n n 80 i o o OWKi OWKi 0 otherwise 44,388 [ J] ( obr + obr i ) isr if obr i > isr (3) Rys.. Schemat układu tłumienia projektowanego koła zamachowego: masa pierwotna koła zamachowego, zespoły sprężyn łukowych, 3 część pierwotna zabieraka, 4 układ sprężyn tłumiących, 5 część wtórna zabieraka, 6 masa wtórna koła zamachowego, 7 tłumienie zabieraka (tarcie), 8 tłumienie koła zamachowego (tarcie, tłumienie wiskotyczne) Rys. 3. Po lewej: przekrój DKZ z uwidocznioną częścią pierwotną (ciemnoszara) i wtórną (jasnoszara). - występy części pierwotnej, - występ zabieraka części wtórnej, po prawej: schemat zabieraka części wtórnej DKZ: zespół sprężyn zabieraka, śruby łączące zespół zabieraka z masą wtórną DKZ, 3 tarcza zabieraka, 4 tarcze zewnętrzne ne zespołu zabieraka Rys. 4. Przekrój DKZ, - masa pierwotna, - zespół zabieraka, 3 - tuleja masy pierwotnej Pole nadmiarowe na wykresie jednostkowego ciśnienia statycznego: 4 Fn F p π D s s 8,886 0 [ Pa rad ] (4) gdzie: F n - wartość nadmiarowego pola indykowanego momentu obrotowego (powyżej wartości średniej), D - średnica tłoka, s s - skok tłoka. 4 Rys. 5. Widok spoin () łączących pierścień montażowy () z kołem zamachowym (3) Na tej podstawie wylicza się minimalny masowy moment bezwładności DKZ. Warunkiem zapewnienia stabilności pracy silnika jest zniwelowanie wpływu nierównomierności biegu silnika na średnią prędkość obrotową silnika. asowy moment bezwładności mas pierwotnej i wtórnej musi mieć wartość pozwalającą na skumulowanie energii kinetycznej ruchu obrotowego koła zamachowego do utrzymania 05

4 Dwumasowe koło zamachowe - projektowanie i analiza prędkości obrotowej silnika na poziomie średnim w fazach cyklu obrotów silnika, gdy wał korbowy zwalnia. a) b) Rys. 6. Przebieg momentu obrotowego w funkcji kąta obrotu wału korbowego z zaznaczoną wartością średnią [6] Na podstawie przebiegu momentu obrotowego czterocylindrowego silnika wysokoprężnego o podobnych cechach konstrukcyjnych opisanego w [5], według sposobu obliczania opisanego w [6], wyznaczono minimalny moment bezwładności mas pierwotnej i wtórnej DKZ. Wymiar średnicy jest wymuszony przez konstrukcję oryginalnego koła zamachowego, więc w prosty sposób z masowego momentu bezwładności obliczono masę podzespołu. Głównym elementem układu tłumiącego drgania skrętne silnika jest zespół sprężyn śrubowych. Dzięki przeniesieniu tłumika z ta rczy sprzęgła do przestrzeni wewnętrznej dwumasowego koła zamachowego uzyskano nowe możliwości konstrukcyjne, takie jak większy promień osadzenia sprężyn, większy kąt skręcenia czy większa długość zastosowanych sprężyn. W analizowanym układzie zastosowano dwa zespoły sprężyn łukowych stanowiące główny tłumik drgań oraz sześć zespołów sprężyn stanowiących tłumik zabieraka. Każdy zespół sprężyn to dwie sprężyny śrubowe jedna włożona do drugiej. Sprężyny główne mają wielokrotnie większą długość od sprężyn zabieraka, w ten sposób tłumione są drgania pierwszego i drugiego rzędu. Na podstawie maksymalnego momentu obrotowego silnika i założonego kąta skręcenia koła zamachowego wyliczono kąt skręcenia względnego: tarczy zabierakowej względem masy pierwotnej oraz masy wtórnej względem tarczy zabierakowej. Następnie skorygowano maksymalny kąt skręcenia, biorąc pod uwagę maksymalne odkształcenie sprężyn i ich warunki geometryczne (średnice drutów sprężyn). Zespół masy wtórnej ( na rys. 4) połączony z zespołem zabieraka () połączeniem gwintowym osadzony jest na ułożyskowanej tulei masy pierwotnej (3). Należało więc dobrać łożysko do tego rozwiązania. W związku z relatywnie niskimi wartościami działających sił w porównaniu do zdolności c) Rys. 7. Analiza wytrzymałościowa zabieraka: a) umocowania i obciążenia b) naprężenia zredukowane c) przemieszczenie wypadkowe przenoszenia obciążeń przez z łożysko kulkowe zwykłe, najmniejsze łożysko z katalogu zdołałoby wytrzymać warunki użytkowania koła zamachowego przez o wiele dłuższy czas niż założony okres przebieg 00 tysięcy kilometrów. Końcowym etapem montażu koła zamachowego jest przyspawanie pierścienia montażowego ( na rys. 5), który zapobiega samoczynnemu rozłączenia się elementów składowych konstrukcji. Spoiny montażowe nie służą wprost przeniesieniu momentu obrotowego silnika, dlatego wskazane jest, by miały jak najmniejszą długość. Obliczono minimalną długość czterech spoin rozmieszczonych co 90 o. W rezultacie 06

5 aciej Sidorowicz, Dariusz Szpica stwierdzono, że długość obliczonej spoiny utrudniałaby technologicznie powtarzalność połączenia. Zwiększono więc jej długość. Przeprowadzono również badania wytrzymałościowe metodą elementów skończonych (SolidWorks Simulation). W artykule przedstawiono wyniki dla tarczy zabieraka. Zabierak został umocowany sześcioma podporami elastycznymi o sztywności obliczonej dla zespołów sprężyn zabieraka (rys. 7a). Centralne umocowanie odbiera translacyjne stopnie swobody (nieruchomy zawias). Obciążenie zadano w dwóch punktach występach zabieraka o wartości maksymalnego momentu obrotowego silnika bazowego. aksymalne naprężenia zlokalizowane są w karbie przy występie zabieraka, lecz nie przekraczają granicy plastyczności (rys. 7b). Wartości przemieszczeń (rys. 7c) wynikają w głównej mierze z podatności podpory. 3. ANALIZA DZIAŁANIA DWUASOWEGO KOŁA ZAACHOWEGO Do symulacji pozwalającej na ocenę skuteczności tłumienia wykorzystano środowisko atlab Simulink. Zamodelowano równania różniczkowe sił zewnętrznych i wewnętrznych działających w układzie (na podstawie rys. ). J & ϕ J ε B & ϕ ϕ (5) 3 sil t km J && ϕ J 3 J && ϕ J ε sil && ϕ B t B & ϕ tz & ϕ k m k ϕ mz ϕ (6) gdzie: J - masowy moment bezwładności członu pierwotnego DKZ, J - masowy moment bezwładności zabieraka*, J 3 - masowy moment bezwładności członu wtórnego DKZ, ε sil - przyspieszenie kątowe wału korbowego silnika, ϕ - kąt obrotu masy wtórnej DKZ względem: w (5) - masy pierwotnej, w (6) - zabieraka, ϕ& - prędkość kątowa masy wtórnej DKZ względem: w (5) - masy pierwotnej, w (6) - zabieraka, ϕ& & - przyspieszenie kątowe masy wtórnej DKZ względem: w (5) - masy pierwotnej, w (6) - zabieraka, ϕ - kąt obrotu zabieraka względem masy pierwotnej*, ϕ& - prędkość kątowa zabieraka względem masy pierwotnej*, ϕ& & - przyspieszenie kątowe zabieraka względem masy pierwotnej*, B t - współczynnik tłumienia tarciowego między masą pierwotną a członem tłumionym, B tz - współczynnik tłumienia tarciowego między zabierakiem a masą wtórną*, k m - sztywność sprężyn głównych, sztywność sprężyn zabieraka*. * - tylko w zmodyfikowanym układzie tłumiącym k mz - Zależność (5) opisuje zachowanie członu wtórnego koła zamachowego względem członu pierwotnego w konfiguracji z pojedynczym układem tłumiącym. Taka konstrukcja znalazła zastosowanie w oryginalnym podzespole montowanym w silniku bazowym. Na człon wtórny DKZ działa moment obrotowy J ϕ& & wynikający z wymuszenia 3 chwilowym przyspieszeniem wału korbowego silnika ε sil i opóźnień pochodzących od momentu sił sprężystości zespołów sprężyn tarcia k ϕ oraz momentu B ϕ& występującego pomiędzy warstwami t smaru plastycznego wypełniającego przestrzeń między masą pierwotną i wtórną. Zależności (6) dotyczą konstrukcji z podwójnym układem tłumiącym, czyli rozwiązania zastosowanego alternatywnie. Równania ruchu zbudowane są analogicznie jak w zależności (5), jednak siły i momenty działają pomiędzy trzema członami - masą pierwotną, wałem korbowym i osadzonych na nim mas wirujących o masowym momencie bezwładności J, zabierakiem (masowy moment bezwładności J 3 ), który odbiera i przekazuje siły na sprężyny oraz masą wtórną o masowym momencie bezwładności J odbierającą z zabieraka siły sprężystości. Pierwsze równanie układu dotyczy ruchu zabieraka względem masy pierwotnej DKZ, natomiast drugie - ruchu masy wtórnej względem zabieraka. W celu zobrazowania wpływu poszczególnych konfiguracji układów tłumiących przedstawiono przebiegi prędkości obrotowych wejściowej (na masie pierwotnej) i wyjściowych (ma masach wtórnych). Prędkość obrotową wejściową interpolowano dla potrzeb rozwiązania równań (5) i (6) z opracowania [5]. Wartości parametrów sprężyn obliczono w [3] zgodnie z wymaganiami i założeniami konstrukcyjnymi. W związku z trudnościami wyznaczenia i obliczenia tłumienia wiskotycznego wartości współczynników zależnych od tarcia między członami DKZ zostały przyjęte orientacyjnie. Rozwiązując numerycznie metodą trapezów (schematem niejawnym) połączoną z różniczkowaniem wstecznym (ode3tb w atlab [7]) równania () i (), otrzymano rozwiązanie - czasowe przebiegi prędkości kątowych członów wtórnych opisanych w równaniach () i () (rys.8). m 07

6 Dwumasowe koło zamachowe - projektowanie i analiza Tabela. Dane niezbędne do zainicjowania obliczeń Parametr Wariant oryginalny Wariant zmodyfikowany J kg m J kg m - J3 kg m km N m/ kmz N m/ Bt Btz N m s N m s a) b) Rys. 8. Realizacja toku symulacyjnego dla prędkości średniej 000 obr/min opis w tekście Na podstawie porównania tych przebiegów: prędkości członu czynnego (... ) będąca wielkością wejściową w obliczeniach, tłumionego przez układ wariantu oryginalnego (----) i tłumionego przez układ projektowany ( ), stwierdzić można że w przypadku podwójnego tłumika drgań tłumienie jest zwiększone. W związku z tym stwierdzono celowość stosowania podwójnego układu tłumiącego. Literatura. Reik W., Seebacher R., Kooy A.: Dual mass flywheel. LuK Symposium, Herzogenaurach 998, p Dwumasowe koło zamachowe (DKZ). Technika. Diagnoza uszkodzeń. Przyrząd pomiarowy., ateriały LuK, Herzogenaurach 00, p Sidorowicz.: Projekt dwumasowego koła zamachowego z przeznaczeniem do silnika wysokoprężnego. Praca dyplomowa inżynierska, pod kierunkiem D. Szpicy, Białystok Wituszyński K.: Prędkość kątowa i moment obrotowy jako nośniki informacji o stanie silnika spalinowego. Studium teoretyczno-eksperymentalne eksperymentalne. Lublin: Lubelskie Tow. Nauk., 996, s

7 aciej Sidorowicz, Dariusz Szpica 5. Liżewski.: Równania momentu i prędkości silników wielocylindrowych. Praca dyplomowa pod kier. K. Wituszyńskiego. Białystok 005, s atzke W., Wituszyński K.: Projektowanie układów korbowych silników trakcyjnych, Lublin:Wyd. Uczel. Pol. Lubel., Yang, W. Y., Cao, W., Chung, T. S., and orris, J. Applied numerical methods using ATLAB. Hoboken, New Jersey: Wiley & Sons, Inc., 005. Proszę cytować ten artykuł jako: Sidorowicz., Szpica D.: Dwumasowe koło zamachowe projektowanie i analiza. odelowanie Inżynierskie 03, nr 46, t. 5, s