Konstruktion av axelväxel med pivotfunktion för hjulfordon
2007:085 CIV EX A M E N SARB E T E Konstruktion av axelväxel med pivotfunktion för hjulfordon ASSAR CHRISTENSEN CIVILINGENJÖRSPROGRAMMET Maskinteknik Luleå tekniska universitet Institutionen för Tillämpad fysik, maskin- och materialteknik Avdelningen för Maskinelement 2007:085 CIV • ISSN: 1402 - 1617 • ISRN: LTU - EX - - 07/85 Förord Denna rapport är resultatet av mitt examensarbete och slutförande moment i min civilingenjörsutbildning i maskinteknik med inriktning mot maskinkonstruktion, vid Luleå tekniska universitet. Examensarbetet har utförts på uppdrag av Land Systems Hägglunds, avdelning drivlina i Örnsköldsvik Arbetat påbörjades den 1 december 2004 och avslutades med en presentation vid Luleå tekniska universitet den 27 maj 2005. Detta examensarbete har gett mig fördjupade kunskaper kring mekaniska transmissioner i fordon med dess kringkomponenter och funktioner. Det har även varit intressant att få en inblick i hur en konstruktörs vardag ser ut. Ett varmt tack riktas till mina handledare vid Land Systems Hägglunds Anders Dahlberg, Joakim Hultgren och mina examinatorer vid Luleå tekniska universitet Stefan Lagerkrans och Elisabet Kassfeldt. Jag vill även rikta ett stort tack till Hans Nordin, Åke Eriksson, Max Thorén och Göran Westman på Land Systems Hägglunds avdelning drivlina för all värdefull hjälp under denna tid. Örnsköldsvik, 2007-03-25 Assar Christensen Sammanfattning Land Systems Hägglunds f.d. Alvis Hägglunds AB i Örnsköldsvik är en av världens främsta tillverkare av militära bandvagnar och stridsfordon. De utvecklar förnärvarande ett nytt fordonssystem SEP (Splitterskyddad Enhetsplattform). Tanken är att få ett flexibelt modulsystem där man kan välja mellan en band- eller hjulplattform som sedan kan utrustas med en rad olika utbytbara moduler, detta för att då kunna ersätta ett flertal olika fordonsvarianter. De prototyper som konstruerats och finns idag drivs av en dieselelektrisk drivlina vilket innebär att två dieselmotorer med varsin generator driver hjulen/banden med elektriska motorer via en gemensam DC-buss. Eftersom den dieselelektriska drivlinan är försenad och ännu inte uppnått till det ställda effekt- och viktkraven så studeras det förnärvarande på ett mekaniskt alternativ med automatlådor, vinkelväxlar och differentialer. Den mekaniska bandplattformen är under utveckling och syftet med detta examensarbete är en fördjupning och fortsättning av den konceptstudie av mekanisk hjulplattform som påbörjades under 2003. Mitt arbete har avgränsats till de nedre axeldifferentialerna och mellandifferentialerna. Dessa krav har satts på den mekaniska hjulplattformen: • • • • Fordonet ska kunna utföra centrumsväng dvs. rotera runt sin centrumaxel, viket innebär mekaniskt att axeldifferentialerna ska ha motroterande utgående medbringare. 6-hjulsdrift vid terrängkörning Framhjulsdrift vid landsvägskörning Klara de vridmoment och varvtal som komponenterna kommer att utsättas för under fordonets beräknade livstid. Flera olika koncept har undersökts och jag har kommit fram till en fungerande drivlinelayout med detaljkonstruerade axelväxlar som klarar de uppställda kraven gällande funktion och hållfastighet. Dimensionering av alla kritiska ingående komponenter såsom kugghjul, axlar, kopplingar, tätningar och lager har gjorts för att slutligen visualiseras med en modell i CAD-systemet Catia V5 Abstract Land Systems Hägglunds is a world-leading supplier of military all-terrain vehicles. LSH has its’ base in the northern part of Sweden in a town called Örnsköldsvik. The company employs 1100 people and has an annual turnover of approximately 3 billion SEK. In order to keep and protect their leading position, LSH allocates a significant amount of resources to various R&D activities. In terms of product development, the company plans to launch a brand new vehicle system to their existing range of products. The new system of vehicles is called SEP, which is a Swedish acronym for “Splitterskyddad Enhetsplatform”. The main objective is consequently to develop a highly flexible system, in which both wheel and crawler mounted base units will be offered. These base units can furthermore be adapted to a few interchangeable modules that are designed for a variety of different assignments. Hence, these modules will substitute a substantial amount of vehicles and somewhat decrease the total investment cost for the entire fleet of vehicles. The prototypes that have been developed in present time are driven by a diesel-electric drive system. This system incorporates two diesel motors, in which each one is connected to a generator that drives six electric motors, attached to each driving wheel. As a result of a delayed launch of the aforementioned system in conjunction with difficulties to comply with the power and weight requirements, the company is currently looking for a mechanical alternative. Evidently, a mechanical system would have to comprise: automatic transmissions, joints and couplings as well as a few differentials. The mechanical approach of a crawler mounted base unit is already under development. As of the mechanical alternative for a wheel mounted base unit, a pre-study has been conducted during the course of 2003. This research project is an in-depth study and continuation of the aforementioned concept. Furthermore, the research project is to be reported as a Master of Science thesis conducted during a period of six months. The scope of this assignment is limited to the lower shaft differentials as well as the middle differential. The below bullets exhibit the mechanical requirements of the wheel mounted base unit: • The vehicle shall be able to conduct a turn around its’ own center (i.e. requires a differential with contra-rotating output carrier) • All wheel drive (i.e. six by six wheel drive) during cross-country transport • Front wheel drive during long distance transport (i.e. main road transportation) • The vehicle shall comply with the applicable strength requirements associated with the torque and speed of rotation, throughout the vehicles entire life. Several different concepts have been analyzed in order to discover the most suitable approach. In addition, crucial mechanical components (e.g. pinion and bevel gears, shafts, joints and couplings, sealing and bearings as well as gear wheels) has been designed into detailed drawings to ensure their function and strength requirements. The final drawings were conducted in a CAD system called Catia V5. Beteckningar och symboler Kuggberäkningar b d F Fber KFN KFX KFα KFβ KHK KHN KHX KHα KHβ KL mn n P SH SF T u x YF YS Yβ Yε z ZH ZM ZR ZV Zε σF σFP σFlim σH σHlim σHP kuggbredd delningsdiameter last beräkningslast livslängdsfaktor för böjning dimensionsfaktor för böjning lastfördelningsfaktor för böjning lastutbredningsfaktor för böjning hårdhetskombinationsfaktor livslängdsfaktor för böjning dimensionsfaktor för böjning lastfördelningsfaktor för yttryck lastutbredningsfaktor för yttryck smörjmedelsfaktor normalmodul varvtal effekt säkerhetsfaktor för yttryck säkerhetsfaktor för böjning moment utväxling profilförskjutningsfaktor formfaktor för böjning kälfaktor snedvinkelfaktor ingreppstalsfaktor kuggtal formfaktor för yttryck i rullningspunkten materialfaktor ytjämnhetsfaktor hydrodynamisk smörjfilmsfaktor ingreppsfaktor beräknad böjpåkänning tillåten böjpåkänning utmattningsgräns för böjpåkänning beräknat yttryck enligt Hertz utmattningsgräns för yttryck tillåtet yttryck Dimensionerande beräkningar A m F L D i n M g µ r τ σB σS α η area massa last längd diameter utväxling varvtal vridmoment gravitationskonstant friktionskoefficient radie skjuvning brottgräns sträckgräns vinkel säkerhetsfaktor Innehållsförteckning 1. Inledning 1.1. Bakgrund 10 10 1.1.1. Historik……………….……………………………………...…..10 1.1.2. Konceptet SEP…………………………...……………………..11 1.1.3. Tekniska specifikationer…………………………………..….14 1.2. Syfte 15 1.3. Avgränsningar 16 2. Företagsbeskrivning 17 2.1. Bandvagn 206 (BV 206) 18 2.2. Splitterskyddad bandvagn 206S (BV 206 S) 18 2.3. Splitterskyddad bandvagn S10 (BvS 10) 19 2.4. Stridsfordon 90, Combat Vehicle 90 (CV90) 19 2.5. AMOS (Advanced Mortar Sytem) 20 3. Komponentförteckning 3.1. Vinkelväxlar 22 22 3.1.1. Vinkelväxel med koniskt rakkugg…………………….….….22 3.1.2. Vinkelväxel med koniskt spiralkugg………………………..22 3.1.3. Vinkelväxel av hypoidtyp…………………………..…………23 3.1.4. Snäckväxel………………………………………….............….24 3.2. Differentialer 24 3.2.1. Öppen differential…………………………….........................25 3.2.2. LSD / LSC (Limited Slip Differential / -Clutch)...................26 3.2.3. Planetväxel………………………………………………………32 3.3. Kraftöverföring 34 3.3.1. Hypoid………………………………………………………...….34 3.3.2. Dubbla pinjonger……………………………………………….34 3.3.3. Droppväxel…………………………………………………..…..34 4. Drivlina 35 4.1. Utväxling och grundkoncept 35 4.2. Dimensionerande randvilkor 36 4.2.1. Lastfall…………………………………………….…………..…37 4.2.2. Dragkraft och varvtal……………………………………..……38 4.2.3. Lastkollektiv………………………………………………….…39 4.3. Koncept mellandifferential 40 4.3.1. Val av mellandifferentialmodell……………………….…..…40 4.3.2. Valt koncept mellandifferential…………………….…….….41 4.3.3. Funktion lamellkopplingen………………………….………..42 4.4. Koncept axeldifferential 43 4.4.1. Omkonstruktion av planetväxel till axeldifferential……...43 4.4.2. Val av axeldifferentialmodell…………………..………..……45 4.4.3. Valt koncept axeldifferential……………………………….…45 4.4.4. Funktion dubbla planetdifferentialen……………………....47 4.5. Pivotfunktion 48 4.5.1. Koncept 1..............................................................................49 4.5.2. Koncept 2..............................................................................50 4.5.3. Valt pivot koncept................................................................50 5. Konstruktion axelväxel 51 5.1. Detaljkonstruktion axelväxel 51 5.2. Beräkningar 54 5.2.1. Lagerberäkningar.................................................................54 5.2.2. Kuggberäkningar.................................................................54 5.2.3. Splineberäkningar................................................................54 6. Referenser 55 Bilagor A Dimensionerande randvilkor 56 B Dragkraft motorer 57 C Lastkollektiv 59 D Konceptutvärdering 60 E Kuggberäkningar 62 F Dimensionering 68 G Lagerberäkningar 75 H Detaljkonstruktion 84 1 Inledning 1.1 Bakgrund För framtida militära fordon ställs nya krav där utvecklingen går mot högre lastkapacitet, ökad inre volym, kompaktare och lättare fordon för ökad transporterbarhet samt ökad framkomlighet och fullgott skydd. Stora ekonomiska neddragningar har drabbat försvarsmakten då det kalla kriget mellan öst och väst upphört och därmed har också hotbilden mot Sverige och övriga norden försvunnit. De minskade anslagen har gjort det nödvändigt att utveckla nya mer flexibla fordon som kan lösa en rad olika roller utan en kostnadskrävande nyutveckling för respektive fordonstyp. Sedan några år tillbaka utvecklas ett sådant fordon på Land System Hägglunds i Örnsköldsvik, fordonskoncept SEP vilket betyder Splitterskyddad Enhetsplattform. På engelska heter det: MATS (Modular Armoured Tactical System). 1.1.1 Historik SEP Redan 1993 började FMV (Försvarets MaterielVerk) fundera kring behovet av en ersättare till de åldrande strids- och understödsfordonen, samt de 6700 bandvagnar (bv 202 och bv 206) som krävde omsättning i perioden 2000-2005. Tanken på en gemensam grundplattform väcktes vilket resulterade i att FMV under sommaren 1994 utarbetade en första kravspecifikation. Dåtida Hägglunds Vehicle gavs möjligheten att fundera kring vad som kunde göras och presenterade konceptet ”Hagbard” samma år. Under åren 19961998 lät FMV genomföra en mängd teknikstudier. Syftet var framförallt att skapa en uppfattning om realiserbarheten i de nya tekniska lösningarna som syntes möjliga att integrera i nyutvecklade fordon efter sekelskiftet. I den fördjupade studien avseende SEP år 1998 framkom tydligt potentialen i ett koncept där mycket ny teknik nyttjades. Detta koncept valdes också för den produktionsdefinitionsfas som lade grunden till den funktionsrigg som blev klar under år 2000. Under åren 1999-2002 koncentrerades verksamheten till attrapper, riggar och teknikdemonstratorer. 10 1.1.2 Konceptet SEP SEP konceptet utgår från två olika slags fordon, ett bandfordon samt ett hjulfordon. Varje fordonstyp är uppbyggd av tre moduler, se figur 1.1. bottenplatta/ chassi och en förarhytt där motorer och elektroniken finns, samt en utbytbar ”rollmodul” som kan anpassas efter vilken uppgift fordonet har t.ex. trupptransport, sambandstjänst, sjuktransport, minröjning, strid, observationstjänst och materiel transport mm. Denna ”rollmodul” kan flyttas mellan band- och hjulfordonet viket medger ökad flexibilitet och lägre kostnader för kunden. Tanken är att den kan ersätta huvuddelen av alla nuvarande olika bandvagnar och terrängbilar inom försvaret. Fördelar med detta modulkoncept är: • Minskade utvecklingskostnader p.g.a. färre varianter • Mindre reservdelslager. Byggs på fler gemensamma delar • Flexibla. Konvertera till andra rollmoduler efter behov • Snabbare och enklare tillverkning • Framtids säker. Byta till nya typer av ”rollmoduler” för att möta framtidens behov. Figur 1.1. SEP hjul-chassie med förarmodul och ”rollmodul”. SEP-fordonet befinner sig än så länge på prototypstadiet men ska enligt planering vara klar i en förserie 2008 för att sedan börja levereras till förband år 2011-2012. 11 1.1.2.1 Elektrisk transmission Elektrisk transmission för militära fordon har fått ökat intresse i takt med att utvecklingen av ingående komponenter såsom elmotorer, generatorer och kraftelektronik skett. Vidare har ett ökat behov av elektrisk energi i framtida fordon identifierats. De elektriska transmissionerna har därför som syfte inte enbart att ersätta den mekaniska transmissionen som framdrivningssystem, utan även för framtida elektriska vapensystem och elektrisk aktiverade skyddssystem. En fördel med elektrisk transmission är den frikopplade modulära uppbyggnaden av systemet. Ingående komponenter såsom dieselmotorer, generatorer, kraftelektronik, drivmotorer och styr- och reglersystem kan placeras fritt i fordonet vilket skapar nya möjligheter för utformning av framtida militära fordon. Figur 1.2. SEP band och hjulrigg med dieselelektrisk drivlina (E-drive). Drivningen av SEP prototyperna sker idag med en dieselelektrisk drivlina, s.k. E-drive. Fordonen har två mindre dieselmotorer kopplade till varsin växelströmsgenerator som i sin tur driver elmotorer vid drivhjulen, (respektive drivrullen på bandfordonet) via en gemensam DC-buss. I studier har det framkommit att vid val av förbränningsmotor för tyngre fordon (vikt~15ton med tillgänglig effekt ~250-300kW) är det mer fördelaktigt att välja två högvarviga personbilsdieslar jämfört med en lågvarvig lastbilsdieselmotor. Två personbilsdieslar är betydligt mer vikt- och volymseffektiva trots en dubblering av sina kringsystem. Storleken på motorerna gör att de kan placeras på varsin sida i förarmodulen i bandhyllan, detta för att frigöra utrymme mitt i vagnen till värdefull transportvolym. Då dieselmotorerna saknar automatlådor styrs istället utgående varvtal från motorerna av uttagen effekt på drivhjulen. Detta gör att vid små effektuttag räcker det med att en dieselmotor är igång vilket då ger bibehållet moment. 12 Hybriddrift är även ett aktuellt alternativ vilket betyder att varsitt batteripack placerats i bandhyllan bakom motorerna. Dieselmotorerna kan då köras på ett optimalt, konstant varvtal och genom att batterier finns så kan de utjämna effektbehovet. Detta ger då en lägre bränsleförbrukning per utnyttjad kW vilket är vikt och volyms besparande då mindre dieseltankar krävs. Med batterier kan fordonet även drivas helelektriskt i s.k. ”tyst mode” vilket ger en närapå ljudlös drift i lägre hastigheter vilket kan vara till fördel i vissa situationer då man inte vill synas för värmekameror och få en låg akustisk signatur. Alternativt kan man använda den lagrade energin till extra effekttillskott s.k. ”Power Booster” där fordonets prestanda ökar avsevärt. Med dagens blybatterikapacitet kan fordonet framföras upp till 5 km utan att dieselmotorerna måste startas. Vikten på dagens batterier är dock ett stort problem, då det nuvarande batteripacket väger ca 1 ton. Den dieselelektriska hybridtransmissionen kan därför först bli riktigt intressant i framtiden när batterierna blir effektivare och framförallt lättare, men kanske främst med tanke på bränslecellens utveckling som då kan ersätta förbränningsmotorerna. 1.1.2.2 Bränsleceller Fordonsindustrin är helt fokuserad på utvecklingen av bränsleceller och ser den som ersättare till dagens förbränningsmotorer. Utvecklingen har ännu inte fått genomslagskraft kommersiellt främst av två anledningar: • • Idag finns inte tillräckligt energitäta enheter vilka effektmässigt kan konkurrera med förbränningsmotorn. Ett annat problem är frågan om valet av bränsle, då infrastrukturen för t.ex. komprimerad vätgas, metanol eller naturgas inte existerar i någon större utsträckning idag. Inom SEP har bränsleceller utvärderats som alternativ energikälla. Men denna teknik är inte möjlig då bränsleceller med effektutag på 200-300kW inte finns tillgängliga idag. Under förutsättning att tekniken blir kommersiellt gångbar inom fordonsindustrin, kan bränsleceller realistiskt införas i SEP om ca 15-20 år. 13 1.1.3 Tekniska specifikationer SEP hjul Kraven som dimensionerar SEP hjul med dieselelektrisk drivning: Dimensioner: Längd Bredd Höjd Torrvikt Svängradie 5.9 m 2.7 m 2.0 m 11 ton Centrumsväng, på tiden 8 s Kraftkälla: Dieselmotorer Motor effekt Vridmoment 2 x Steyr M160067/1 3.2 L 2 x 200 kW 2 x 500 Nm vid 4000 v/min Generatorer 2 x 175 kW vid 3600 v/min Drivning: Växelströmsmotorer 6 x 50 kW, 12000 Nm vid 2000 v/min kontinuerlig drift. Prestanda: Lastvikt Lastvolym rollmodul Total invändig volym Maxhastighet Antal soldater, APC modul Livstid, beräknad 6.5 ton 10 m3 13 m3, med förarmodul. 100 km/h, framåt. 12 st 30 år Varianter/Utförande Bepansrad trupptransport Samband Ambulans Spaning MBC-sanering Sjukvård Minutsättning Minröjning Bärgning och reparation Kommunikation Radar Granatkastare Observatör Elektronisk krigsföring Kravet som innefattar att fordonet roterar runt sin egen axel, dvs. pivot sväng/centrumsväng innebär att hjulen roterar i motsatt riktning på vardera sidan. Denna funktion finns för att fordonet snabbt skall kunna vända i en trängd situation. 14 1.2 Syfte Produktionskostnaden för den dieselelektriska drivlinan (E-drive) är mycket hög och en av de stora anledningarna till detta är att det inte finns någon el-transmission på marknaden idag som uppfyller de krav som ställts på SEP. Land System Hägglunds i Örnsköldsvik har då varit tvungen att utveckla denna själv vilket har varit mycket kostsamt och gör att transmissionen står för en stor del av fordonets totala kostnad. Den produkt man har idag är försenad och uppfyller häller inte än de prestanda- och viktkrav man ställt på fordonet vilket gör att man har börjat undersöka möjligheten att även kunna erbjuda ett alternativ med en vanlig mekanisk transmission, även kallad Ydrive. Denna lösning innebär att dieselmotorerna i fordonen utrustas med 7-växlade automatlådor och varsin vinkelväxel så att de sedan kan kopplas samman i en samlingsväxel. Samlingsväxeln är en differential som tillåter olika varvtal på motorerna. Den är även konstruerad så att fordonet ska kunna framföras en kortare sträcka med bara en drivande dieselmotor. • På bandfordonets Y-drive kopplas samlingsväxeln ihop med befintlig överlagringstransmission (summeringsväxel, slutväxel, bromsar). Styrningens funktion uppfylls av en hydrostatisk transmission som överlagrar varvtal på framdrivningen. • Hjulfordonets Y-drive layout har tidigare avhandlats i ett examensarbete ”Dubbelmotorinstallation för hjulfordon” där utväxlingsförhållanden bestämts och ett koncept på drivlinan framtagits, bestående av tre axeldifferentialer med mellandifferentialer mellan hjulaxlarna. Kraften från samlingsväxeln förs via en kardanaxel ner till en främre axeldifferential och sen vidare bakåt i vagnen genom mellandifferentialen osv. Detta arbete består i att utreda följande: • • • • • Koncept på axelväxlar och mellandifferentialer. Fullständigt definiera tillgänglig volym för drivlinan. Detaljkonstruera ingående detaljer. Beräkna kuggdimensioner och lagerlivslängder. Beräkna verkande krafter i ingående komponenter 15 1.3 Avgränsningar Eftersom detta examensarbete är begränsat till perioden 20 veckor måste en del avgränsningar göras för att arbetet ska kunna hållas inom tidsramen. Avgränsningar till följande områden har gjorts: • • • Analys av komponenter i drivlinan Beräkning av kraftflöden Konceptframtagning o Axeldifferentialer § Axelgenomföringar § Pivotfunktion § Differentiallåsningar o Mellandifferentialer • Val av koncept o Axeldifferential § Axelgenomföring § Pivotfunktion § Differentiallåsning o Mellandifferential (i samarbete med avdelningen för drivlina TFB). • Dimensionering o Axeldifferential § Kuggdimensioner § Val av lager § Spline § Hållfasthetsberäkningar § Lagerberäkningar • Modellering i Catia o Axeldifferential med ingående komponenter En större vikt i arbetet har enligt ovan gjorts på konstruktionen av de speciella axeldifferentialerna med inbyggda möjligheter för pivotfunktion och låsning av differentialen, som krävs för att vagnen ska bli 6-hjulsdriven. Mellandifferentialerna har bara studerats övergripande. 16 2 Företagsbeskrivning Land Systems Hägglunds föregångare AB Hägglund & Söner startades 1899 i Örnsköldsvik vilket är beläget ca 550 km norr om Stockholm. Företagets verksamhet var till en början inriktad mot trävaruindustrin med bl.a. möbeltillverkning men genom åren har man tillverkat en mängd olika produkter såsom motorcyklar, bussar, flygplan, tågvagnar, kranar, hydraulmotorer och sedan 1957 även stridsfordon. Företaget delades senare i tre skilda bolag nämligen Hägglunds Vehicle AB som inriktar sin tillverkning mot band- och stridsfordon åt svenska försvaret med stor framgång. Hägglunds Drives AB som är tillverkare av hydraulmotorer och MacGREGOR Cranes AB som specialiserat sig på kranar. Hägglunds Vehicle var tidigare indelat i tre systerföretag; Patria Hägglunds Oy som ligger i Tammerfors, Finland. Alvis Moelv AS i Moelv, Norge som specialiserat sig på vapensystem och tredje systerföretaget HB Utveckling som är en renodlad försäljningsorganisation. 1997 köptes Hägglunds Vehicle AB koncernen upp av en engelsk pansarfordonstillverkare vid namn Alvis plc. Koncernen kom därför att heta Alvis Hägglunds under slutet av 90-talet och tills det internationella företaget BAE Systems köpte Alvis Hägglunds 2004. Alvis Hägglunds och Engelska RO Defence bildar tillsammans ”Land Systems” i BAE Systems organisation. Det nya namnet på Örnsköldsvikföretaget är således Land Systems Hägglunds AB. BAE System är ett internationellt företag som utvecklar och tillverkar avancerade fordon och system för operation i luften, på land, på vatten, i vatten och i rymden. Såsom militär flyg, fordon, båtar, ubåtar, radarsystem, kommunikationssystem och vapen system. Totalt har BAE System mer än 90 000 anställda och säljer årligen för £12 miljarder, till mer än 130 länder. 17 2.1 Bandvagn 206 (BV206) Svenska försvaret efterfrågade en ersättare till den gamla Volvobyggda bandvagnen Bv202. En intensiv utvecklingsperiod följde där mer än 50 olika prototyper byggdes. 1979 var försvaret nöjd med produkten och beställde 3500 Bv206 av Hägglunds. Idag har mer än 11 000 Bv206 tillverkats och exporteras till mer än 40 länder över hela värden. Bv206 finns både i militära och civila versioner och uppskattas för att den kan ta sig fram i mycket svåra förhållanden t.ex. arktiskmiljö, sand, sumpmark, samt att den kan ”simma” utan att modifieras. Anledningen till de goda terrängegenskaperna är att den har drivning på alla fyra banden, vilka utövar ett lägre yttryck än en medeltung mans fot p.g.a. fordonets ringa vikt. Detta gör det även möjligt att transportera bandvagnen i flertalet större flygplan och helikoptrar. Figur 2.1. Bv 206. 2.2 Splitterskyddad bandvagn 206S (BV206S) Bv206S presenterades 1993 och är en uppföljare till Bv206. ”S” står för splitterskyddad vilket betyder att man bytt ut plastkarossen mot en pansarklädd som skyddar mot splitter och gevärseld. Vikten är ca 7 ton i grundutförande och som drivkälla har man en Steyr turbodieselmotor på 130 kW med automatlåda av personbilstyp. 18 2.3 Splitterskyddad bandvagn S10 (BvS10) Under 1996 började Hägglunds utveckla en helt ny bandvagn, även den splitterskyddad. Målen var att få större innervolym samt att kunna öka hastigheten och lastkapaciteten till det dubbla jämfört med vad Bv206 men behålla samma goda terrängegenskaper som gamla modellen. Lastkapaciteten är således upp till 5 ton och den nya konstruktionen av drivlinan och styrningen ger fordonet mycket goda egenskaper gällande komfort och manöverbarhet i svår terräng och på landsväg. S10: an kan även utrustas med tilläggspansar och en rad olika moduler för att klara olika uppgifter såsom trupptransport, minläggning, radar, kommunikation, första hjälpen och brand bekämpning. Vidare kan den utrustas som vapenbärare av granatkastare eller kulsprutor. Motorn är en 5,9 liters Cummins diesel på 184 kW. Figur 2.2. BvS 10. 2.4 Stridsfordon 90, Combat Vehicle 90 (CV90) I mitten av 1985 blev Hägglund tilldelade ett utvecklingskontrakt av Försvarets Materielverk (FMV) på fem prototyper av CV90. De skulle bli basen för en ny familj stridsfordon till den svenska armén. Efter sex år av utveckling var de första klara att levereras och sedan dess har sex olika nya versioner tillkommit. Stridsfordon 90 är en fordonsfamilj av lätta stridsfordon, vikten ligger mellan 24-28 ton beroende av version. Vagnen är framtagen för operativ användning, grundad på ett enhetschassie samt i huvudsak gemensamma komponenter med undantag av beväpning och specialutrustning i specialversionerna. 19 Den senaste i raden heter CV9035 Mk III vilken har ökad eldkraft, skydd och bättre ergonomi med datoriserat sikte och avfyrning samt dag/nattsikten och senaste generationens värmekameror. Holländska försvarsmakten har beställt 184 exemplar av CV9035 Mk III som kommer att levereras från 2007 till 2010 till ett värde av 749 miljoner euro, ca 7miljarder svenska kronor. Även Norge, Schweiz och Finland har tidigare köpt vagnen vilket betyder att CV90 beställts i mer än 1000 exemplar. CV90 drivs av en åttacylindrig dieselmotor från Scania på 450-550kW. Figur 2.3. CV90035 Mk III 2.5 AMOS (Advanced Mortar System) AMOS eller SSG120 är ett nytt torn och vapensystem med den senaste teknologin. Vapnet är två 120 mm granatkastare placerade bredvid varandra med en räckvidd på upp till 10km. Särskild teknik som implementerats i AMOS: • Är helt autonom med hjälp av senaste generationens GPS-stöttade tröghetsnavigeringssystem och egen förmåga att beräkna ballistik. • Är automatiserad med hjälp av ett automatiserat riktsystem och automatisk ammunitionshantering från tornmagasinet. • Har ett stabiliserat avfyrningssystem som medger skjutning under gång. 20 AMOS kan byggas in i både hjul- och bandfordon och även stridsbåtar som Stridsbåt 90 kan utrustas med det nya tornet. AMOS är resultatet av ett samarbete mellan Alvis Hägglunds AB och det finska dotterbolaget Patria Hägglunds Oy. Alvis Hägglunds har konstruerat tornet och vapensystemet har tagits fram av. Patria Hägglunds Oy. Figur 2.4 AMOS på CV90 till vänster och till höger på stridsbåt 90. 21 3 Komponentförteckning I detta kapitel beskrivs ett antal komponenter och principer närmare för att underlätta för läsaren att förstå uppbyggnaden av mekaniska drivlinor på hjulfordon. 3.1 Vinkelväxlar Vinkelväxlar har till uppgift att överföra kraft i en vinklad riktning, oftast vinkelrät. Överföringen av kraften mellan axlarna sker med koniska kugghjul av typerna; koniska rakkugg, koniska spiralkugg, kugg av hypoidtyp eller med en snäckväxel. Nedan följer en närmare beskrivning av dessa. Figur 3.1. Vinkelväxel med koniskt spiralkugg. 3.1.1 Vinkelväxel med konisk rakkugg Vinkelväxlar med koniska rakkugg har rakskurna kuggar vilket gör att hela kuggens bredd går i ingrepp i varandra samtidigt. Detta gör att växeln får ett sjungande ljud p.g.a. vibrationer som uppstår vid högre varvtal. Rakkugg är därför inte lämpad för periferihastigheter högre än 5 m/s. Enklare tillverkning i förhållande till de övriga typerna och därmed ett lägre pris gör att konisk rakkugg ofta återfinns i applikationer som roterar med låga varvtal t.ex. differentialdrev i differentialer. 3.1.2 Vinkelväxel med konisk spiralkugg Vinkelväxlar med koniska spiralkugg har som namnet antyder spiralformade kuggar, dessa gör att kuggflankarna successivt går i ingrepp med varandra. Därmed försvinner vibrationerna och missljudet till stor del som uppstår på föregående typ. Eftersom kuggflanken blir längre på en spiralformad kuggtand jämfört med en rak kuggtand så klarar den ett större totalt yttryck samt böjning. Detta gör att kuggdrevet kan överföra större moment. Nackdelen är större förluster och högre tillverkningskostnad. De ökande förlusterna kommer från friktionen mellan kuggtänderna när de glider mot varandra. 22 3.1.3 Vinkelväxel av hypoidtyp Vinkelväxlar med hypoidskurna drev har en kuggtand som är anpassad efter att ingående axelns centrumlinje är förskjuten i förhållande till centrumlinjen på utgående axel. Detta gör att axlarna kan göras genomgående, d.v.s. de kan korsa varandra. Denna typ av hypoidskurna kugg är ännu starkare än spiralkuggen då varje kugg har ett längre ingrepp. Nackdelen blir då ännu högre förluster av samma orsak som hos spiralkuggen. Om stora krafter ska överföras i vinkelväxeln måste passningen mellan kugghjulen vara mycket god och därför samkörs de oftast i tillverkningen. 3.1.4 Snäckväxel Snäckväxeln kan liknas vid en extremt förskjuten hypoidväxel. En snäckskruv med kugg av skruvtyp sitter vinkelrät monterat på ett kugghjul, med kuggtandsgeometri av sned eller spiraltyp, se figur 3.2. Vid stora utväxlingar vilket betyder från 5:1 till 9:1 eller mer så kan en snäckväxel vara lämplig att välja. Nackdelen med växeln är att den har dålig verkningsgrad. Alternativet är att göra en droppväxel innan, d.v.s. att fler växelsteg måste göras om större reduktioner önskas med kugg- och planetväxlar. Förlusterna för systemet hamnar då på ungefär samma nivå som för en snäckväxel Figur 3.2. Snäckväxel. Snäckväxeln kan genom utformning av kuggarna göras irreversibel, vilket betyder att snäckskruven kan driva kronhjulet men kronhjulet kan inte driva snäckskruven. Detta sker genom att göra kuggvinkeln (β) liten. Detta kan utnyttjas i applikationer där man behöver en backspärr genom att göra β stor. Snäckväxeln är också praktisk på fordon som kräver hög markfrigång, eftersom skruvhjulet kan placeras på ovansidan av kronhjulet. Detta gör att kardanaxlarna kommer att få en högre position än normalt. På samma sätt kan man placera skruvhjulet på undersidan vilket då ger en lägre placering av kardanaxeln. Kardantunneln behöver då inte inkräkta så mycket i fordonets passagerarutrymme. 23 3.2 Differentialer En differential är en mekanisk komponent som ofta återfinns i hjulfordon för att förbättra manövreringsegenskaperna. Med en “stel” vinkelväxel skulle den drivande axeln styra på rakt fram i kurvor vilket då skulle ge kraftig s.k. understyrning på fordonet. Det skulle även innebära stora påfrestningar på drivlina och däck. Vanligen återfinns differentialen som följande applikation: • Axeldifferential. Axeldifferentialen har till uppgift att fördela varvtalet på de utgående drivaxlarna så att inte stora spänningar och slitage ska uppstå när hjulen på fordonen tillryggalägger olika långa vägsträckor i kurvor under samma tid. Följden av detta är att det yttre hjulet måste snurra fortare än det inre, vilket en axeldifferential tillåter. • Mellandifferential/fördelningsväxel. För att inte spänningar ska byggas upp i drivlinan på fordon med flera drivande axlar måste en differential monteras mellan varje driven axel för att tillåta olika varvtal på hjulparen. Hastighetsdifferens mellan de drivande axlarna kan uppstå p.g.a. följande faktorer: o I kurvor kommer däcken inte att ha samma svängradier och kommer på så vis inte att rotera med samma hastighet. o Gropar och ojämnheter i underlaget kommer att få de drivande axlarna att snurra med olika hastighet. o Däcken på ett fordon har inte exakt samma rullomkrets, då detta är beroende av lufttryck och tillverkningsnoggrannhet. Man vill inte heller alltid ha samma däckmönster på de styrande axlarna som de som bara driver. o Ojämn viktfördelning på fordonet gör att de axlar som bär en större vikt får hjul med mindre rullomkrets då de trycks ihop mer. o Ojämn viktfördelning mellan axlarna vid acceleration eller retardation kommer att ge olika rullomkrets på hjulen mellan axlarna. Med en mellandifferential kan man även på ett relativt enkelt sätt konfigurera drivlinan efter behov, t.ex. låsta differentialer vid behov på framkomlighet och öppna vid landsvägskörning för bra manövrerbarhet. 24 3.2.1 Öppen differential Den vanligaste differentialen som sitter i de flesta fordon består av två eller (vid behov) fyra koniska kugghjul (diff. drev) lagrade på tappar förbundna med kronhjulet via differentialhuset. De följer med kronhjulet runt dess rotation. De två (eller fyra) differentialdreven är i konstant ingrepp med ett koniskt kugghjul (diff. hjul) på respektive drivaxel till drivhjulen, se figur 3.3. Utgående axel Differentialhus Differentialhjul Differentialdrev Ingående axel Kronhjul Utgående axel Figur 3.3. Öppen differential. Då fordonet körs rakt fram, d.v.s. då drivhjulen roterar med samma hastighet, roterar inte differentialdreven utan tjänstgör endast som medbringare mellan kronhjul och drivaxlar, se figur 3.1 vänster. Då fordonet kör runt i cirkel kommer det inre drivhjulet att rulla en kortare sträcka än det yttre och därmed alltså långsammare. Eftersom drivhjulen då har olika hastighet får även diff. hjulen på drivaxlarna olika hastighet, vilket tvingar differentialdreven att rotera. Det yttre drivhjulet kommer att rotera lika mycket fortare i förhållande till kronhjulet som det inre drivhjulet roterar långsammare. I extremfall, där det ena hjulet står still, kommer de andra att tvingas rotera dubbelt så fort som kronhjulet, se figur 3.1 höger. En enkel matematisk formel kan ställas upp för differentialen: nk = ( nh + nv ) / 2 Varvtal kronhjul: nk Varvtal höger utgående axel: nh Varvtal vänster utgående axel: nv D.v.s. summan av varvtalet på drivaxlarna delat i två blir varvtalet på kronhjulet. 25 Figur 3.4. Den öppna differentialens funktion. Differentialen fördelar alltså varvtalet mellan höger och vänster axel, vilket då medför att momentet från motorn även kommer att fördelas i förhållande till underlagets friktion. Om det ena hjulet inte har någon friktion p.g.a. snö, is eller i extremfall om ett drivhjul hamnar i luften kommer det att spinna och fordonet blir stående, se figur 3.4. höger. Detta eftersom det inte kommer att vara möjligt att överföra ett större moment än vad som krävs för att hjulet på isfläcken ska tappa fästet eller vad som krävs för att driva runt hjulet som står i luften. För att undvika sådana situationer kan fordonet utrustas med en s.k. differentialspärr. Med differentialspärren inkopplad är differentialen låst till en fast enhet och tvingar därmed båda drivhjulen att rotera med samma hastighet. Differentialen kommer då att fungera som en vinkelväxel. Låsbara differentialer används bl.a. i fordon där hög framkomlighet i terräng prioriteras. 3.2.2 LSD (Limited Slip Differential)/LSC (Limited Slip Clutch) För att komma runt nackdelen med den konventionella öppna differentialen har man på dessa konstruktioner försökt att begränsa alltför stora moment-/varvtalsskillnader mellan de två utgående axlarna på differentialen. Tanken är att få det bästa från två världar, den öppna differentialens flexibla egenskaper när fordonet går genom en kurva och den låsbara differentialens ”låsta” egenskap då man hamnar i en situation med dåligt grepp. “Limited Slip “ betyder fritt översatt från engelska “begränsat spinn” vilket beskriver extrafunktionen på dessa differentialer. Det finns en rad olika lösningar på detta, vilka de vanligaste kommer att beskrivas senare. Det finns även andra metoder för att komma runt problemet. Bilindustrin använder ofta ett s.k. antispinnsystem där en hydraulpump levererar flöde till ett ventilpaket som är förbundet med fordonets bromssystem. Ventilpaket styrs av rotationsgivare som läser av när det uppstår för stor varvtalsdifferens mellan drivhjulen. Tillhörande ventil öppnar då och hydraultrycket från hydraulpumpen bromsar de drivhjul som spinner. Detta medför att moment överförs genom differentialen till de hjul som snurrar långsammare (har bättre väggrepp). Antisladdsystem styrs på liknade sätt men då kommer styrsignalen från sensorer som mäter accelerationen i sid, längdled och fordonets vinkeländring. 26 Nackdelen med ett sådant antispinnsystem är att i en situation då man har dåligt grepp på alla drivhjulen så kommer systemet att låsa drivhjulen omvartannat eller alla samtidigt vilket skapar risk för överhettning av bromssystem och motor. 3.2.2.1 Torsen LSD Torsendifferentialen har ett par skruvkugghjul som de utgående drivaxlarna är kopplade till med var sitt splinesförband. Likt en snäckväxel sitter det sedan två eller vid behov tre spiralkugghjul i ingrepp på vartdera skruvkugghjulet. I ändarna på spiralhjulen sitter vanlig rakkugg som kopplar samman ett av skruvhjulen på vänster drivaxel till ett skruvhjul från höger drivaxel. De bildar således två eller tre par skruvhjul. Det speciella med en snäckväxel är att kuggflankens vinkel är konstruerad så att skruvhjulet kan snurra spiralkugghjulet men spiralkugghjulet har svårt att snurra skruvhjulet. På Torsendifferentialen har dessutom skruvkuggen en finare pitch/modul än spiralkugghjulen som har en grövre pitch. Normalt så har skruvkugghjulet en mindre diameter än spiralhjulet men på en Torsen- differential är förhållandet tvärtom. Detta är av praktiskt anledning och det har ingen funktionell betydelse. Skruvkugghjul Utgående drivaxel Diff. hus Utgående drivaxel Kronhjul Spiralkugghjul Figur 3.5. Torsen LSD differential. När fordonet kör rakt fram kommer kraften att överföras till kronhjulet och diffrentialhuset. Kraften delar sig sedan till vardera höger och vänster par spiralkugghjul som är förbundna med axlar i differentialhuset. Kraften förs sedan vidare till skruvkugghjulen och ut till drivaxlarna. Under de omständigheter då varvtal och vridmoment fördelas lika mellan drivaxlarna/hjulen på fordonet kommer det inte att vara någon rotation mellan komponenterna utan allt roterar som en enhet. 27 När fordonet svänger gäller samma princip som för den öppna differentialen d.v.s. det yttre hjulet kommer att snurra fortare än det på insidan. Förhållandet som beräknades för den öppna differentialen gäller även för Torsendifferentialen förutsatt att den är placerad mitt mellan hjulen. Låt oss anta att det yttre hjulet snurrar +20 varv/min fortare än kronhjulet, detta gör att det inre kommer att snurra -20 varv/min långsammare än diffhuset/kronhjulet. Det yttre skruvkugghjulet som är låst till drivaxeln kommer att snurra spiralhjulet runt dess axel i en riktning. Den motstående långsamgående sidan kommer att driva motsvarande spiralkugghjul runt dess axel i motsatt riktning, men med samma hastighet. Eftersom spiralkugghjulen snurrar i motsatt riktning men med samma hastighet när fordonet kör i kurvan kommer rakkuggen som sitter på spiralkugghjulet och som länkar mellan höger och vänster spiralhjul att kunna snurra obehindrat. Detta gör att även höger och vänster hjul kommer att snurra obehindrat oberoende av fordonets hastighet. Om ett hjul förlorar grepp och börjar spinna kommer kraften att överföras från drivaxeln via skruvkugghjulet och upp till spiralkugghjulen, rotationen överförs till motstående sidas spiralkugghjul men här träder snäckväxelns speciella funktion in. Spiralhjulet kommer inte att kunna driva skruvkugghjulet vilket gör att differentialen låser sig och kraften kommer att överföras till de hjul som har grepp. Detta händelseförlopp kommer att ske varje gång ett hjul tenderar att förlora grepp. Genom att öka kuggvinkeln (β) på skruvkugghjulen kan man få spiralkuggen att driva skruvkugghjulet om än med ett visst motstånd. Detta gör att differentialen tillåter ett visst slip, d.v.s. att hjulen spinner efter att en bestämd friktionskraft mellan kuggen övervunnits. Torsendifferentialen kommer dock att fördela momentet till de hjul som har fäste men ett begränsat spinn kan vara till fördel i vissa situationer då man accelererar kraftigt. Det överförda momentet mellan ett drivhjul som spinner och de som har fäste i en Torsen differential kommer genom den speciella konstruktionen att få ett konstant värde oberoende av varvtalet. Detta gör att om man använder en Torsendifferential som momentfördelare mellan fram och bakaxel på en fyrhjulsdrivet fordon så kommer man alltid att få en 50/50 fördelning. 28 3.2.2.2 Lamelldifferential Lamelldifferentialen innehåller till största del samma komponenter som en öppen differential. Den består av ett differentialhus med kronhjul och två eller vid behov fyra differentialdrev sittandes på axlar i huset, samt diff. hjul som de utgående drivaxlarna kopplas till med splineförband. Skillnaden är att på ena sidan finns ett lamellpaket bestående av lamellskivor där varannan skiva är kopplade till diff. hjulet eller utgående axel och varannan sitter rotationslåsta till differentialhuset, se figur 3.6. Lamellskivorna är perforerade med hål och slitsar och mellan skivorna finns ett ca 0.25 mm glapp som ska säkerställa att rätt mängd vätska ska verka för att ett ökande visköst motstånd ska bildas när skivorna börjar rotera mot varandra. Figur 3.6. Lamelldifferential. I en situation när ett av drivhjulen börjar spinna så kommer det att uppstå en hastighetsdifferens mellan differentialhuset och en av de utgående axlarna och då även mellan lamellskivorna. Den trögflytande vätskan som befinner sig mellan skivorna kommer då att skjuvas mellan varje lamellpar. Det bromsande momentet som uppstår när vätskan skjuvas kommer att vara proportionell till vätskans viskositet samt varvtalskillnaden mellan skivorna. Detta betyder att när fordonet svänger, då differentialhuset och ena drivaxeln roterar med endast en liten varvtalsskillnad (fortare eller långsammare) så kommer endast en mycket liten och i sammanhanget obetydligt moment att överföras. Tillskillnad mot Torsens LSD som bara kan överföra ett konstant moment till de hjul med bra fäste och som är oberoende av varvtalsskillnaden mellan hjulen, så kommer den viskösa lamelldifferentialen att vara beroende av just detta och överföra ett större moment för ökande varvtalsskillnader mellan drivaxel och differentialhus. 29 3.2.2.3 Viskokoppling Viskokopplingen innehåller likt lamellpaketet på lamelldifferentialen en uppsättning av lamellskivor inneslutet i ett hus som är fyllt med en trögflytande vätska, se figur 3.7. Ingående axel är fäst vid varannan lamell och utgående vid resterande. Detta gör att när axlarna snurrar med samma hastighet roterar allt som en enhet, men så fort det blir en varvtalsdifferans så kommer vätskan att skjuvas mellan de motroterande skivorna och därmed överföra moment till den axel som snurrar långsammare. Lameller Ingående axel Differential hus Utgående axel Figur 3.7. Viskokoppling. Viskokopplingen har bara 2 aktiva axlar, en ingående och en utgående vilket gör att den inte kan användas i en axelväxelapplikation. Istället passar den utmärkt som mellandifferential d.v.s. sammanlänka främre och bakre hjulpar på personbilar med fyrhjulsdrift. En nackdel med denna typ av Limited Slip Clutch (LSC), är att inget större moment kan överföras förrän man har ett relativt kraftigt hjulspinn på ena hjulparet. Detta gör att den inte lämpar sig för terränggående fordon vilka kräver låga hastigheter och höga moment och där kontinuerlig fyrhjulsdrift krävs för bra framkomlighet. 3.2.2.4 Haldex LSC (Limited Slip Clutch) Haldex LSC är en svensk produkt som utvecklas av Haldex Group i Landskrona. Liksom viskokopplingen består denna komponent av ett antal lameller som den in- och utgående axeln är sammanlänkade vid, se figur 3.8. Men lamellerna i Haldex LSC är av friktionstyp vilka glider mot en stålyta och skapar på så sätt en friktionskraft som överför moment till axeln som roterar långsammare. Ett system av hydrauliska kolvar aktiveras när rotationsdifferens uppstår mellan de ingående och utgående axlarna. Kolvarna pumpar olja till en större kolv som pressar samman lamellpaketet, som då utjämnar rotationsdifferensen mellan axlarna. Pumpeffekten fås av rullar med kammkurvegeometri som sitter på en fläns på den ingående axeln och som roterar mot kolvar på utgående axel. När sedan axlarna roterar sinsemellan kommer rullarna att skapa en pumpningsrörelse som skapar ett konstant flöde. Oljeflödet blir således proportionellt mot hastighetsskillnaden mellan axlarna. 30 Glidningen mellan lamellerna i lamellpaketet och därmed det överförda momentet kan kontrolleras med en integrerad elektriskt styrd ventil. Detta gör att man med ett styrsystem kan få kopplingen att anpassa sig efter information som hämtas från förarens manövrar, motorn, transmissionen, bromsarna eller andra system. Vid kurvtagning eller höga hastigheter så levereras endast ett lågt tryck, detta för att förbättra manöverbarheten hos fordonet medan vid låga hastigheter och mycket hjulspinn levereras ett högt tryck. Lameller Pinjong Styrsystem Ingående axel Kolvpumpar Aktiveringskolv Figur 3.8. Snittvy på Haldex LSC Haldex LSC kan aktiveras oavsett om det finns någon differens mellan in- och utgående axel vilket gör att man kan kontrollera vridmomentet och då inte behöver kompromissa mellan bra framkomlighet (kräver högt moment) och manöverbarhet (kräver lågt vridmoment). Överföringen av vridmoment optimeras för varje individuell situation för att uppnå maximal säkerhet och prestanda. För att minimera ingreppstiden finns en elektrisk pump som skapar ett grundtryck så att den större ringformade kolven alltid ligger an mot rullarna. Genom kolvpumparnas konstruktion och genom att det finns ett grundtryck så är tidsfördröjningen för aktivering mycket kort. Nackdelen med Haldexkopplingen är just detta att den behöver ett slipp, d.v.s. att ett hjulpar tappar greppet för att aktiveras. Detta gör att den har ofördelaktig prestanda i jämförelse med lamell- och torsendifferentialen som inte har någon aktiveringstid. Maximalt överförbart moment eller maximalt hydraultryck på lamellpaketet begränsas av en överbelastningsventil som även skyddar drivlinan mot häftiga lasttoppar. 31 3.2.3 Planetväxel Planetväxeln består av ett ringhjul med invändiga kuggar, ett solhjul och mellan ringhjul och solhjul ett antal planethjul fixerade i förhållande till varandra med en planetbärare/planethjulshållare, se figur 3.9. Denna typ av växel ger ett stort antal kombinations- möjligheter beroende på vilket som är drivande respektive låst av ringhjul, planethjul eller solhjul. Ekvationerna för beräkning av utväxlingen i en planetväxel visas här nedan i tabell 3.1. Tabell 3.1. Ekvationer för beräkning av utväxling i en planetväxel. Ingående Utgående Stillastående Solhjul (S) Planetbärare (P) Ringhjul (R) Planetbärare (P) Ringhjul (R) Solhjul (S) Solhjul (S) Ringhjul (R) Panetbärare (P) Ekvation 1+R/S 1/(1+S/R) -R/S (1) (2) (3) Om två av de tre komponenterna är stillastående d.v.s. låsta till varandra så blir hela planetväxeln låst och därmed förs kraften vidare med det ingående varvtalet/momentet. Genom förändringen i utväxling kan man öka vridmomentet genom att sänka varvtalet på utgående axel och tvärtom. I tabell 3.1 ekvation nr: (3) ser man att utgående axel (ringhjulet) roterar i motsatt riktning i förhållande till den ingående axeln (solhjul), detta kan vara användbart i vissa applikationer men genom att montera dubbla planethjul på planetbäraren så kan man vända tillbaka rotationsriktningen. Ekvation (1) och (2) kommer då att få en rotationsändring på utgående axel istället. Planethjul Ringhjul Solhjul Planetbärare Figur 3.9. Planetväxelns uppbyggnad. 32 Planetväxelns kompakthet och möjligheter gör att de passar utmärkt i fordon, här beskrivs några användningsområden: I en mekanisk växellåda kan man med en planetväxel fördubbla antalet växlar genom att t.ex. huvudväxellådan driver planetväxelns solhjul och planetbärarens axel är utgående axel ur växellådan. Vid start och låga hastigheter då mycket vridmoment krävs, 1:a till 5:e växeln är ringhjulet låst till växellådshuset och en nedväxling sker mellan solhjul och planetbäraren d.v.s. ingående och utgående axel. Vid höga hastigheter, 6: e till 10: e växeln är ringhjulet låst till planetbäraren och planetdelen roterar som en enhet. Planetväxlar återfinns även i automatiska växellådor där två ofta sammanbyggs till en s.k. ”Simpson”-växel med gemensamt solhjul och i den ena växeln är ringhjulet och den andra planetbäraren ansluten till utgående axel. En bakaxel med navreduktion innebär två växelsteg, ett i centralväxeln och ett i själva hjulnavet. Detta medför att ett mindre belastning på drivaxlarna och differential. Den första nedväxlingen sker på vanligt sätt i den koniska enkelväxeln i mitten och drivaxlarna roterar alltså långsammare än kardanaxeln. Den andra nedväxlingen sker i själva hjulnavet genom cylindriska planetväxlar med planethjulen lagrade i rullager. Friktionsförlusterna i en cylindrisk planetväxel med planethjulen lagrade i rullager är mycket små och härigenom kan temperaturen hållas på en låg nivå under alla körförhållanden. Uppbyggnaden av en navreduktion är följande: drivaxeln driver ringhjulet i planetväxeln. Planetväxelns solhjul är låst till axelbryggan. Planetbäraren är förbunden med hjulnavet. På så sätt erhålls en nedväxling mellan drivaxel och hjulnav. Planetväxlar används även som fördelningsväxlar s.k. mellandifferentialer på fyra- och sexhjulsdrivna fordon. Dessa gör det möjligt för fram- och bakaxlarna att rotera med olika varvtal, detta för att inte bygga in spänningar i drivlinan. Momentets väg genom fördelningsdifferantialen kan enklast beskrivas om man tar ett ytterlighetsfall. Förutsätt först att den främre axeln står på fast underlag medan den bakre står på löst och slirar. Då står planetbäraren stilla och planethjulen snurrar runt sin egen axel och drar runt solhjulet som står i förbindelse med bakre axeln. Viktigt att tänka på är att vid en differentialapplikation kommer man att få en bestämd momentfördelning mellan utgående axlar. Detta beror på att momentfördelningen ges genom att radien från planethjulet till ringhjulet är exempelvis dubbelt så stort som avståndet från planethjulet till solhjulet. Alltså kommer man att få en utväxling 2:1 vilket ger en 66/34 momentfördelning. En 50/50 fördelning blir praktiskt omöjlig då radien mellan solhjul till ringhjul inte kan vara lika stor som radien mellan solhjul till planethjul. Detta kan dock vara en fördel och flera biltillverkare använder sig av planetväxlar då de vill att fordonet ska ha en överstyrt uppförande. Detta fås t.ex. med en den vanligt förekommande 60/40 fördelning, där 60 % av vridmomentet går till bakaxeln och resterande 40 % går till framaxeldifferentialen. 33 3.3 Kraftöverföring För att föra kraften vidare i fordonet över en axeldifferential som drivs med flera axlar finns ett par olika tekniska lösningar hur detta kan ske vilka förklaras nedan. 3.3.1 Hypoid Som beskrivs i kap. 3.1.3 så har kugghjulen i denna växel konstruerats på ett sådant sätt att pinjongen är förskjuten i förhållande till kronhjulets centrumlinje. På så sätt kan axlarna korsa varandra. Denna lösning blir då väldigt utrymmesbesparande men kan vid ökande axelförskjutningar ge stora förluster och kugghjulens komplexa geometri gör de dyra att tillverka. 3.3.2 Dubbla pinjonger Genom att montera en pinjong på var sin sida om kronhjulet får man en enkel axelgenomföring, dock får man då en rotationsriktningsändring på andra pinjongaxeln vilket normalt avhjälps genom att vända nästkommande kronhjul till motsatt sida av dess pinjong för att då vända tillbaka rotationen. 3.3.3 Droppväxel En droppväxel är kanske den vanligaste typen av axelgenomföring, det innebär att på ingående axel sitter ett kugghjul som driver på ett drev som sitter på pinjongaxeln. Detta gör att axeln som ska driva bakre axelväxeln kan föras förbi differentialen ovanför axeldifferentialhuset. Nackdelen med en sådan konstruktion är att den har minst ett kuggingrepp mer än hypoid växeln och att den tar ett större utrymme samt väger mer. Anledningen till varför den ändå är den mest använda är att droppväxeln passar bra för en konfiguration tillsammans med de vanligaste mellandifferentialerna planetväxeln, öppna differentialen med eller utan viskös koppling. 34 4 Drivlina I detta kapitel beskrivs närmare hur och varför komponenter valdes till drivlinan i den mekaniska varianten av SEP-hjul. 4.1 Utväxling och grundkoncept En konceptstudie av SEP-hjul utfördes under 2003 på Land Systems Hägglunds och resulterade i rapporten ”Dubbelmotorinstallation för hjulfordon”. I rapporten definierades utväxlingsförhållandena och en övergripande studie gjordes på den mekaniska hjuldrivlinans uppbyggnad och komponenter. Konceptet man kom fram till består av de givna dieselmotorerna med respektive automatlåda, en vinkelväxel som för samman de utgående axlarna från automatlådorna till en gemensam samlingsväxel. Samlingsväxeln kan liknas vid den differential som återfinns i bakaxelväxeln på de flesta fordon, men vid denna applikation så låter man de drivande ingående axlarna ta de i vanligt fall utgående axlarnas plats. Utgående axel på denna differential blir då pinjongen via kronhjulet. Detta gör att de drivande dieselmotorerna kan tillåtas att ha olika varvtal vilket är ett krav då det skulle bli mycket stora påfrestningar på axlar och automatlådor vid skillnad i varvtal. Samlingsväxel Dieselmotor med automatlåda Vinkelväxel Främre axelväxel Mittersta axelväxel Bakre axelväxel Främre mellandifferential Hjulnav med navreduktion Bakre mellandifferentialen Figur 4.1. Drivlina SEP-hjul (Y-drive). Vi använder nu den enkla matematiska formeln från kap. 3.2.1 som gäller för en öppen differential. nk = ( nh + nv ) / 2 Där nk = Varvtal kronhjul, nh = Varvtal höger ingående axel nv = Varvtal vänster ingående axel. Denna formel ger att varvtalet på differentialens kronhjul blir ett genomsnitt av varvtalen från de två dieselmotorernas växellådor när utväxlingen i vinkelväxlarna är 1: 1. 35 Vidare kan vi se att vid ett motorbortfall av exempelvis höger motor så halveras varvtalet på differentialens kronhjul och därmed även effekten, men genom denna nedväxling i differentialen så bibehålls vridmomentet konstant. Detta gör att fordonet fortfarande kan framföras men med halverad hastighet. Utväxlingen mellan kronhjul och pinjong på samlingsväxlen har beräknats till 1. (I detta arbete har ingen hänsyn tagits till att heltal bör undvikas vid utväxling mellan kugghjul då detta leder till vibrationer och ökad förslitning). Kraften från pinjongen på samlingsväxeln förs via en kardanaxel ner till första axeldifferential. Alla de tre axeldifferentialerna fungerar på konventionellt vis men måste ha den speciella funktionen för att kunna utföra pivotsvängen. Axeldifferentialerna har utväxling 2:1 mellan kronhjul och pinjong. Från axeldifferentialerna sitter drivaxlar som förbinds med en navreduktion av planetväxeltyp till drivhjulen. Navreduktionen har utväxling 5,2: 1. Mellan varje hjulaxel sitter en mellandifferential, denna komponent ska koppla in nästkommande drivhjulspar när behov finns. 5,2: 1 5,2: 1 1: 1 1: 1 2: 1 2: 1 2: 1 1: 1 5,2: 1 5,2: 1 5,2: 1 Figur 4.2. Utväxlingar i kuggväxlar, drivlina SEP hjul. Utväxlingarna i fordonets drivlina har baserats på att man vill använda liknande komponenter om möjligt i band och hjulversionen av SEP samt praktiska varvtalsbegränsningar för drivaxlar och kardanaxlar och ställda krav på topphastighet. De mekaniska förlusterna i drivlinan från vinkelväxel till drivhjul har antagits till ca 9 %. Dessa värden är avdragna i beräkningarna då motorns vridmoment egentligen ligger på 540-550 Nm maximalt. Detta gör att 500 Nm har ansetts som en realistisk siffra för vilket vridmoment varje motor kan leverera. 36 4.2 Dimensionerande randvilkor För att dimensionera drivlinan hållfasthetsmässigt på kritiska ingående komponenter behöver man ta reda på vilka krafter som kan uppstå. Livslängden för SEP-hjul är satt till 65000 km vilket är ett relativt lågt värde som gör att man kan utesluta utmattningsbrott som dimensionerande brottorsak. Istället har olika lastfall antagits och ett lastkollektiv för SEP-hjul har gjorts för att få reda på varvtal och moment som kommer att påverka drivlinan under fordonets livstid. Se lastkollektiv i bilaga C. 4.2.1 Lastfall Vid hållfasthetsberäkningar på axeldifferentialens kritiska komponenter har olika realistiska extremfall gett det maximala momentet som detaljen utsätts för. Däckens friktion mot underlaget kommer att vara dimensionerande för hur stora krafter som kan uppkomma i drivlinan. Att det är däckens friktion mot underlaget som är dimensionerande istället för motorernas dragkraft beror på att om motorerna har för låg effekt kommer fordonet att “stalla” d.v.s. inte orka, men om motorernas dragkraft är större än friktionsmomentet kommer hjulen bara att börja spinna. Eftersom man vill att hjulen ska kunna slira i en sådan situation har drivlinans utväxling beräknats så att dragkraften från motorerna är högre än friktionsmomentet. Anledningen till detta är att man vill kunna se visuellt att hjulen kan slira eftersom man anser att det inte ser bra ut om fordonet “stallar” i dessa situationer. Sedan vill man ha en liten utvecklingspotential för ökad maxvikt utan att drivlinan måste omdimensioneras. Lastfall 1. Vagnen ska utföra pivot/centrumsväng vilket betyder att axeldifferentialernas utgående medbringare roterar i motsatt riktning på vardera sidan, vidare är mellandifferentialerna låsta (6x6 drivning). Vagnen antas stå på asfalt vilket ger att friktionskoefficienten sätts till 1.0. Normalt sett är friktionskoefficienten mellan gummi och asfalt ca 0,7-0,8 men vid axelryck och ojämnt fördelad vikt antas värdet tillfälligt nå 1.0. Vidare antas att alla 3 axlarna delar på fordonets massa, se figur 4.3. Figur 4.3. Dimensionerande lastfall pivotsväng. Momentet som däcken maximalt kan överföra till underlaget uppgår till 17200 Nm per hjul. Detta gör att det totala moment som krävs för att alla sex hjulen ska spinna är 103 000 Nm, se bilaga A för beräkningar. 37 Lastfall 2. Antag att vagnen framförs i svår terräng, vilket betyder att vagnen då är 6hjulsdriven. Fordonet ska t.ex. upp ur ett dike eller upp på ett betongfundament. Då mellersta axeln är uppe på kanten kommer fordonet att väga över och en kort stund kommer fordonets hela vikt att vila på mittersta axeln, se bild 4.4. I detta ögonblick ansätts extremfallet att motorernas maximala moment utnyttjas på lägsta växeln och friktionskoefficienten sätts till 1.0 mellan däck och underlag. Figur 4.4. Dimensionerande lastfall för drivlinan. Momentet som maximalt kan överföras från mellanaxelns hjulpar till underlaget blir i detta fall 103 000 Nm, eller 51500 Nm per hjul. Se bilaga A för beräkningar. Lastfall två har använts vid dimensionering av drivlinans komponenter då det antagits att drivlinan inte realistiskt bör klara ett större vridmoment än det som uppstår i detta fall. Hjulnavets reduktionsväxel gör att det maximala momentet uppgår till 9900 Nm per utgående drivaxel till axeldifferentialen. 4.2.2 Dragkraft och varvtal Då utväxlingsförhållandena är bestämda i hela drivlinan från automatlådor till hjulnavsreduktioner och när motorernas dragkraft i form av det vridande momentet är känt kan drivhjulens dragkraft bestämmas. Den automatväxellåda som för närvarande finns på markanden är en 5-stegad modell men man räknar med att en nyutvecklad 7stegad variant kommer att vara tillgänglig inom något år. Utväxlingar från den 7-stegade modellen har således använts vid beräkning av varvtal och krafter. I bilaga B finns data för växellådans utväxlingar. Momentomvandlaren som sitter på automatlådans utgående axel är av traditionell hydraulisk typ med en maximal momentförstärkning på 2.3 ggr. Förstärkningen som bara uppstår vid större varvtalsskillnader mellan den ingående och utgående axeln ger förstärkning i låga hastigheter och vid start. Vid hög fordonshastighet sker ingen momentökning alls eftersom stator och turbin då snurrar med samma hastighet. 38 Kontroll av motorernas dragkraft för att inte fordonet ska ”stalla” i lastfallen: Lastfall 1. Beräkningarna i bilaga B ger att drivhjulens dragkraft blir 17500 Nm per hjul när fordonet står på alla 6 hjulen. Denna siffra ligger 300 Nm över friktionsmomentet vilket gör att hjulen kommer att spinna när det extremfallet är uppfyllt. Lastfall 2. Beräkningar för drivhjulens dragkraft när fordonet står på en axel ger det vridande momentet 52500 Nm fördelat per hjul eller 105 000 Nm på mellanaxelns hjulpar. Även dessa siffror ligger över friktionsmomentet i extremfallet, se bilaga B. Maximala varvtalet på de momentöverförande komponenterna i drivlinan bör beräknas då det är dimensionerande vid val av kardanaxlar, lager och tätningar bl.a. Beräkningar av varvtalet fås genom att utväxlingsförhållandena och motorns maximala varvtal är känt, i bilaga B presenteras dessa uppgifter. När varvtalet på hjulen beräknats så kan fordonets teoretiska hastighet bestämmas: Varvtal hjul: 530 v/min Omkrets hjul: π x D = 3.8 m Detta ger en hastighet av 530 x 3.8 alltså 2000 m/min, eller 120 km/tim. För att får en mer realistisk topphastighet måste antagna förluster i form av rullmotstånd 1.8 %, lutning 2 % och luftmotstånd CD = 0.8 beaktas. Detta ger en verklig hastighet på ca 115 km/tim. 4.2.3 Lastkollektiv Ett lastkollektiv för SEP-hjul har används för att få uppgifter om varvtal och moment som kommer att påverka drivlinan under fordonets livstid. Från detta driftsfall har en driftprofil gjorts på krafterna och varvtalen som påverkar axeldifferentialen under livstiden. Se bilaga C för numerisk data. Driftprofiler som denna används för att dimensionera lagerlivslängder och utmattning i kugghjul och axlar. Eftersom SEP fordonets livstid är så kort så vet man genom erfarenhet att men kan utesluta dimensionering mot utmattningsbrott i kugghjulen. 39 4.3 Koncept mellandifferential Valet av mellandifferential i en drivlina är inte alldeles självklart. De olika differentialmodellerna har olika egenskaper och i valet finns flera parametrar som måste vägas in. Det funktionellt självklara valet av en mellandifferential kanske inte fungerar i kombination med den valda axeldifferentialen. Därför bör man alltid beakta hela systemet innan man beslutar sig för en viss differentialmodell. 4.3.1 Val av mellandifferentialmodell Alla axeldifferentialerna kan användas som mellandifferentialer men inte tvärtom. Detta beror på att i en axelväxelapplikation så krävs tre axlar för att differentialen ska fungera, dessa är: en ingående axel och två utgående till drivhjulen på var sin sida. Eller som i samlingsväxelfallet två ingående och en utgående. I mellandifferentialapplikationen räcker det med två axlar, en ingående och en utgående. Detta betyder att en mellandifferential med två axlar kan placeras fritt längs en kardanaxel medans typerna med tre axlar måste placeras i anslutning till axeldifferentialen för att drivas från dess kronhjul, vilket inte alltid är möjligt. De funktionella krav som satts på drivlinan på SEP-hjuls mekaniska drivlina är: • Fordonet ska kunna utföra pivotsväng • 6x6 hjulsdrift vid terrängkörning • Framhjulsdrift vid landsvägskörning För mellandifferentialens funktion betyder punkt ett och två att differentialen ska ha ett låst läge. Den sista punkten betyder att differentialen ska vara öppen så att de bakre hjulaxlarna ifrånkopplas. Drivlinans layout utesluter de treaxliga differentialerna då den första axeldifferentialen måste ha två pinjonger, detta för att den inkommande pinjongen från samlingsväxeln är vinklad 45º, se figur 4.5. Figur 4.5. Första axeldifferentialen med inkommande och utgående pinjonger. Detta gör att bara två axlar finns tillgängliga, nämligen drivning från kronhjulet och utgående axel till axeldifferential nummer två. Därmed kan öppna/lamelldifferentialen, Torsen LSD och planetväxeln uteslutnas. 40 Kvar finns de mellandifferentialer som bara behöver två axlar för att fungera, d.v.s. den typen med en ingående och utgående axel. Till dessa hör viskokopplingen och friktionslamellkopplingen typ Haldex LSC. En nackdel med viskokopplingen är att inget större moment kan överföras förrän man har en relativt kraftig rotationsdifferens på ingående och utgående axlar i differentialen. Detta gör att den inte lämpar sig för ett terränggående fordon typ SEP-hjul vilka kräver höga moment i låga hastigheter och där kontinuerlig sexhjuldrift krävs för optimal framkomlighet. Haldex LSC-differentialen som beskrivs närmare i kapitel 3.2.2.4 passar funktionellt utmärkt som mellandifferential då den går att anpassa efter olika körförhållanden vilket inkluderar låst läge eller frikopplad utgående axel. De Haldex LSC-differentialer som finns idag är inte anpassade för tunga fordon vilket gör att de inte klarar de vridmoment som behöver överföras i SEP-hjuls drivlina. En egen enklare modell har därför tagits fram som dimensionerats mot vridmoment kraven. 4.3.2 Valt koncept mellandifferential Ett koncept för en egenkonstruerad våt multilamellkoppling har tagits fram vilken ses i figur 4.5. Aktivering sker genom att ett hydraultryck läggs på en hydraulkolv som pressar samman lamellskivorna för att utjämna varvtalet eller låsa axlarna till varandra. Friktionslameller Hydraulkolv Vinkelkontaktkullager Ingående hydraultryck Vinkelkontaktkullager Ingående axel Utgående axel Figur 4.5. Lamellfriktionskoppling i genomskärning. Lamellkopplingen dimensioneras genom att antalet lamellskivor varieras, där ett ökat antal lamellskivor ökar den totala arean friktionsyta vilket då ökar de maximalt överförbara momentet. 41 4.3.3 Funktion lamellkopplingen Genom ett variabelt hydraultryck kan differentialen styras från stumt läge till helt öppen. Det finns även möjlighet att implementera den i ett enklare antispinnsystem där mellandifferentialerna kan låsas under drift. Detta gör att fordonet kommer att driva på alla axeldifferentialerna och då med minst ett drivhjul på varje axelväxel. I figur 4.6. visas kraftflödena i lamellkopplingen där hydraultrycket överförs till en cirkulär hydraulkolv. Mot hydraulkolven sitter ett vinkelkontaktlager som överför kraften till lamellpaketet. Ingående axel är förbundet med ett antal stålskivor som ligger växelvis mot friktionslamellskivor som är förbundna med höger utgående axel. Den resulterande motkraften kommer från huset och länkas genom ett vinkelkontaktlager till höger lamellhållare. Figur 4.6. Krafter i lamellkopplingen. Vinkelkontaktlagrens funktion är att tillåta att differentialhuset står stilla, detta eftersom det inte finns någon bra hydraulkoppling som kan appliceras på en roterande axel och som klarar höga hydraultryck. Mycket slip och/eller stora momentöverföringar mellan skivorna kommer att ge en stor värmeutveckling vilket betyder att kylning av oljan i differentialen kanske blir nödvändig. Detta har inte undersökts i detta arbete. 42 4.4 Koncept axeldifferential Likt mellandifferentialerna har även de olika axeldifferentialmodellerna egenskaper som skiljer och som gör att de passar olika applikationer. Dock är valet enklare då det inte finns så många olika alternativ av axeldifferentialer. Grundkonstruktionen för alla axeldifferentialer är gjort på ett liknande sätt. Drivning sker på ett differentialhus som innehållet är ett antal kugghjul sittandes i huset. Kugghjulen förbinder de två utgående drivaxlarna och mellan höger och vänster utgående axel sker en rotationsriktningsändring för att tillåta att drivhjulen snurrar med olika hastighet, se figur 4.1. Utgående axel Differentialhus Rotationsriktning ändrings kugghjul Ingående axel Utgående axel Figur 4.1. Vanligt förekommande axeldifferential, öppen differential. Som tidigare nämnts så måste en axelväxel ha tre axlar för att fungera En drivande och två utgående axlar. Detta har den öppna differentialen, Torsen LSD och även planetväxeln. Dock måsta planetväxeln uteslutas då den alltid ger en momentdifferans mellan de utgående axlarna vilket inte kan tolereras för denna applikation. Se kap 3.2.3 för mer information om planetväxeln. 4.4.1 Omkonstruktion av planetväxel till axeldifferential Momentdifferensen mellan axlarna på en planetväxel beror av radien d.v.s. hävarmen till punkten där kraften angriper kugghjulet aldrig kan bli lika längd på de två utgående medbringarna, se figur 4.2. Solhjul Planethjul Ringhjul Planetbärare Figur 4.2. Planetväxel. Låt oss anta att ingående axel driver på planetbäraren, vilket gör att solhjul och ringhjul kommer att bli utgående axlar till drivhjulen. Momentet till solhjulet kommer att bli hävarmen från centrum till kuggingreppet mellan solhjul och planethjul och momentet till ringhjulet blir från centrum till kuggingrepp mellan ringhjul och planethjul. Dessa hävarmar är olika längd medan kraften från planetbäraren fördelas lika från planethjulen. 43 Detta gör att det drivande momentet kommer att bli olika mellan de utgående axlarna. Problemet är ringhjulet som får en väldigt stor diameter i förhållande till solhjulet då ringhjul ligger på utsidan av planethjulen. Om man istället skulle placera ringhjulet på insidan av planethjulen skulle man få hävarmar med samma längd och därmed skulle de två utgående axlarna fördela momentet lika. Dock kommer inte denna lösning att fungera då planethjulen kan snurra fritt eftersom ingen rotationsändringslösning finns mellan de två utgående axlarna. Genom att addera ännu ett planethjul som kuggar mot motstående utgående axel och mot det andra planethjulet så får man en rotationsändring som uppstår mellan de två planethjulen och som i sin tur får solhjul och ringhjul att rotera i olika riktning, se figur 4.4. Planethjul Rotationsriktnings-ändring Ringhjul Solhjul Figur 4.4. Kugghjulens konfiguration i differentialen. Vi låter sedan planetbäraren agera differentialhus och solhjul och ringhjul blir utgående axlar och de två planethjulen blir en rotationsändringsmodul. Genom att placera fler planethjulspar i planetbäraren så kan differentialen överföra större moment då kraften fördelas mellan fler kuggingrepp. Sedan kommer solhjulen att självcentreras då de radiella kuggkrafterna från planethjulen tar ut varandra, se figur 4.5. Planethjulspar nr. 1 Planethjulspar nr. 4 Planethjulspar nr. 2 Planethjulspar nr. 3 Planetbärare (Differentialhus) Figur 4.5. Dubbla planethjulsdifferentialens uppbyggnad. 44 Då ingen känd differential i detta utförande finns på marknaden idag tar sig konstruktören, d.v.s. rapportskrivaren friheten att döpa den till DPD vilket står för DubbelPlanethjulsDifferential. 4.4.2 Val av axeldifferentialmodell De tre axeldifferentialerna som studerats närmare är således Torsen LSD, öppna differentialen och den egenkonstruerade DPD:n. Torsen LSD är en s.k. Limited Slip Differential vilka beskrivs närmare i kap 3.2.2.1. Differentialens funktion gör att varvtalet på de utgående axlarna bara tillåts rotera med olika hastighet om det sker med samma storlek åt vardera hållet t.ex. +20 och -20 v/min. Detta beror på Torsen LSD: s konstruktion med två irreversibla snäckväxlar. Krav har ställts att fordonet ska kunna utföra pivot-/centrumsväng vilket mekaniskt betyder att de utgående axlarna ur axeldifferentialerna måste rotera i motgående riktning. Detta klarar Torsendifferentialen om drivningen sker på vardera utgående axel d.v.s. med ett kronhjul monterade på vardera utgående axel. Denna lösning kommer att utredas senare men kommer p.g.a. ett antal nackdelar inte att väljas vilket gör att Torsendifferentialen utesluts då den inte passar till det valda pivotkonceptet. Öppna differentialen och DPD: n har samma funktion och därför kan båda användas i denna applikation. Differentialerna har fördelar på olika områden och en tabell med egenskaper som anses viktiga för systemet har gjorts, se bilaga D.1. Utifrån denna tabell har den egenkonstruerade DubbelPlanethjulsDifferentialen, DPD: n valts då den har en rad fördelar gentemot den öppna differentialen. Främsta skälen är att den klarar större krafter i förhållandet till storleken och att kugghjulen är billigare och enklare att tillverka. 4.4.3 Valt koncept axeldifferential Den dubbla planethjulsdifferentialen har en kompakt uppbyggnad. Alla kugghjulen är lagrade med PTFE kompositglidlager från SKF: s sortiment vilka tillåter höga yttryck och låg friktion. Vid pivotsväng beräknas glidhastigheten till under 2 m/s vilket gör att glidbussningar räcker i axeldifferentialen, se figur 4.6. Vid högre rotationshastigheter kan nållager monteras med några mindre modifieringar. Som samlingsväxel har en mindre DPD konstruerats men då den hanterar höga varvtal kontinuerligt är den utrustad med rullager av nållagertyp vilket ger en mycket låg intern friktion och därmed hög verkningsgrad vilket är en mycket viktig för att undvika värmeuppbyggnad i denna applikation. Glidlager Differentialhus Figur 4.6. Sprängskiss på axelväxlens differential 45 Den resulterande kraften från kuggkrafterna verkar på planethjulens axlar vilka är två per planethjul, ger då totalt 16 st axlar. Detta ger en låg skjuvspänning och yttryck per axel vilket gör att förskjutningen av kuggspelet minimeras av den elastiska deformationen som uppstår i axlarna vid belastning. De ingående krafterna fördelar sig från differentialhuset ner till planethjulen och vidare ut till drivaxlarna via solhjul och ringhjul, se figur 4.7. Det maximala ingående momentet i axeldifferentien har beräknats i ett ansatt extremfall i kap 4.2.1. Momentet uppgår till 9900 Nm per ingående axel och fördelas över de fyra planethjulsparen vilket gör att varje kuggingrepp påverkas med det maximala momentet 2475 Nm. Figur 4.7. Kraftfördelning över varje planethjulspar i DPD: n. Kuggberäkningar har utförts med hänsyn till flankpåkänning och böjpåkäning enligt Svensk kugg- och snäckväxel standard, se bilaga E.1. Beräkningarna baseras på ett sätthärdningsstål 42CrMo4+QT med induktionshärdad yta och brottgräns på 1650 MPa. Även beräkningar av skjuvning och hålkanttryck mellan planethjulsaxlar och differentialhuset har gjorts för dimensionering mot brott och för att välja lämpliga lagerbussningar. Dessa beräkningar ses i bilaga F.1. För att förbinda utgående medbringare med sol- och ringhjul har ett splineförband valts. Splineförband kan i princip liknas vid ett kilförband med flera parallella i godset bearbetade kilar/kilspår. Fördelen med sådana förband är att spänningskoncentration inte blir så dominerande och hållfastheten är därför vanligen högre än själva axeln. Splinesförband Höger medbringare Vänster medbringare Figur 4.8. Utgående medbringare ur DPD: n. 46 Splineförbanden har dimensionerats med avseende på kontakttrycket på splineflankarna och skjuvspänningar vid roten. Valet av spline görs utifrån en rekommendationstabell av Sveriges Mekanförbunds Standardcentral (SMS 716) där man utgår från axeldiametern för att få modulen och bomtalet. Se bilaga F.2. för splineberäkning. Standardiseringen används för att göra de billigare att producera då standardverktyg vid produktion kan användas. 4.4.4 Funktion dubbla planethjulsdifferentialen Den dubbla planethjulsdifferentialen, DPD: n har samma funktion som en konventionell öppen differential. Då fordonet körs rakt fram roterar drivhjulen med samma hastighet och då roterar inte planethjulen utan tjänstgör endast som medbringare mellan solhjul/ringhjul och drivaxlar, se figur 4.9. Då fordonet kör runt i cirkel kommer det inre drivhjulet att rulla en kortare sträcka än det yttre och därmed alltså långsammare. Eftersom drivhjulen då har olika hastighet får även solhjulen på drivaxlarna olika hastighet vilket tvingar planethjulen att rotera. Det yttre drivhjulet kommer att rotera lika mycket fortare i förhållande till kronhjulet som det inre drivhjulet roterar långsammare. I extremfall då det ena hjulet står stilla kommer det andra att tvingas rotera dubbelt så fort som kronhjulet. Se figur 4.10. Figur 4.9. Utgående axlar roterar med samma hastighet. DPD: n respektive Öppna differentialen. Figur 4.10. Utgående axlar roterar med olika hastighet. DPD: n respektive Öppna differentialen. 47 Samma matematiska formel gäller för DPD, som den öppna differentialen: nk = ( nh + nv ) / 2 Varvtal kronhjul: nk Varvtal höger utgående axel: nh Varvtal vänster utgående axel: nv D.v.s. summan av varvtalet på drivaxlarna dividerat med två blir varvtalet på kronhjulet. 4.5 Pivotfunktion Fordonet ska enligt kravspecen kunna roterar runt sin egen axel, d.v.s. utföra pivot sväng/centrumsväng vilket praktiskt innebär att hjulen roterar i motsatt riktning på vardera sidan, se figur 4.11. Denna funktion finns för att fordonet snabbt skall kunna vända i en trängd situation. På SEP-hjul med E-drive där elmotorer placerats i vartdera hjulnavet kan varje hjul styras inviduellt med ett enkelt styrsystem. I den mekaniska Ydrive måste man få drivaxlarna ur axeldifferentialerna att rotera åt motsatt håll på vardera sidan. Någon sådan lösning på ett hjulfordon finns inte i dagens läge. För att alla sex hjulen ska driva måste mellandifferentialerna låsas. Två olika koncept för mekanisk pivot har tagits fram. Figur 4.11. Pivot/Centrumsväng på Y-drive. 48 4.5.1 Koncept 1 Första konceptet består av axeldifferentialer med dubbelslipade kronhjul, detta för att kraften förs vidare bakåt i vagnen med pinjonger för att centrera axelväxlarna mot mitten av fordonet då det är ett begränsat utrymme i ramen. Vid normal körning är det andra kronhjulet (rött) frånkopplat, se figur 4.12. Differentialerna kommer att fungera normalt. Pilarna anger rotationsriktningen på axlarna. Figur 4.12. Normal kör-konfiguration När pivotfunktionen ska användas skjuts det andra kronhjulet (röda) i ingrepp medan utgående medbringare på vänster sida delas. På andra utgående medbringaren låser differentiallåsningen fast medbringare till differentialen varvid ingående pinjongerna kommer att driva kronhjulet på differentialen i en riktning och det andra kronhjulet kommer att driva medbringaren i motsatt riktning, se figur 4.13. Figur 4.13. Pivotkonfiguration 49 4.5.2 Koncept 2 Koncept nummer två består av den ingående kardanaxeln inkommande i 45˚ vinkel till första axelväxeln. En pinjong driver sedan vidare till nästkommande differential och tredje med pinjongdrev av hypoidtyp då ingående axelns centrumlinje måste vara förskjuten i förhållande till centrumlinjen på utgående axel. Detta gör att axlarna kan göras genomgående d.v.s. de kan korsa varandra. Detta för att kardanaxeln inte får ändra rotationsriktning. Denna typ av hypoidskurna kugg är ännu starkare än normal rak eller spiraltyp då varje kugg har ett längre ingrepp, nackdelen blir högre förluster från friktionen mellan kuggtänderna när de glider mot varandra. Figur 4.14. Normal kör-konfiguration Vid pivotfunktion frikopplas kronhjulet från differentialhuset och differentiallåsningen låser utgående medbringare till kronhjulet. Samtidigt låses differentialhuset till axelväxelhuset vilket gör att kronhjulet kommer att rotera fritt i förhållande till korgen. Genom detta moment tvingas den ena drivaxeln att rotera i samma rotationsriktning som kronhjulet. Därefter förs kraften vidare över differentialdreven i differentialen till den andra drivaxeln som genom differentialdrevens rotationsändring får andra medbringaren att rotera i motsatt riktning. Uppfinnaren till denna konstruktion är Joakim Hultgren, konstruktör på Land systems Hägglunds. Figur 4.15. Pivotkonfiguration 4.5.3 Valt pivotkoncept En konceptutvärdering har gjorts vilket kan ses i sin helhet bilaga D.2. Koncept nummer två har valts då dess fördelar såsom enklare konstruktion, mindre platskrävande och lägre vikt. Fördelarna med detta koncept är klart fler än nummer ett, konceptet med två kronhjul. 50 5 Konstruktion axelväxel Figur 5.1. visar axelväxlar nummer två och tre med genomgående pinjong medan första axelväxeln har två pinjonger med en ingående i 45º vinkel. I övrigt är de identiska till utseende och funktion med de andra. Pinjong Axelväxelhus Pivotstyrning Vänster medbringare Höger medbringare Differentialstyrning Axeldifferential Kronhjul Figur 5.1. Axelväxel med genomgående pinjongaxel. 5.1 Detaljkonstruktion axelväxel Vid normal körning på landsväg drivs hjulen med drivaxlar från differentialens vänster och höger utgående medbringare och genom kronhjulet på differentialhuset från pinjongen på konventionellt vis. För terräng körning finns en s.k. dog-clutch mellan ena medbringaren och kronhjulet vilket låser differentialen och tvingar andra utgående medbringaren att drivas med samma hastighet/moment detta gör att fordonet drivs på alla sex hjulen förutsatt att mellandifferentialerna är låsta. Se figur 5.2. För att låsa differentialen skjuts den tandade kopplingen som sitter på ena utgående medbringare in i den motstående tandade ringen på kronhjulet. Rörelsen sker med en gaffel som tillåter att kopplingen roterar. Gaffeln styrs med en hydraulisk acktuator med en inbyggd fjäder som pressar ihop kopplingen i händelse av skada och därmed tryckfall på hudraulsystemet, detta för att försäkra sig om bästa möjliga framkomlighet för fordonet. Nackdelen är försämrade styregenskaper. Detaljkonstruktion ses i bilaga H.3. 51 Figur 5.2. Differentialstyrning med hydraulisk actuator. En större dog-clutch ring s.k. ”ytterringen” sittandes på differentialhuset med splineförband låser kronhjulet vid differentialhuset vilket gör att pinjongen kan driva kronhjulet och differentialen på konventionellt sätt. Vid pivotsväng låses differentialen med differentiallåsningen samt den större ”ytterringen” skjuts över och frikopplas från kronhjulet samt låses i en motstående tandad ring som fästs i axelväxelhuset. ”Ytterringens” rörelse är helt axiell vilken skapas genom att en annan hydraulisk aktuator vrider en styrring radiellt vilken påverkar ”Ytterringen” medelst styrningar, se figur 5.3. Pivot styrningens hydrauliska aktuator har även den en fjäder som mekaniskt tvingar ”ytterringen” att låsa mot kronhjulet vid tryckfall i hydraulsystemet. Detta för att säkerställa normal drift vid hydrauliskt haveri. Detaljkonstruktion ses i bilaga H.4. Figur 5.3. Pivotstyrning med hydraulisk aktuator. 52 Eftersom kronhjulet måste vara skilt från differentialhuset vid pivotsväng och dessa kommer att rotera med olika hastighet så måste gränsytorna lagras för att sänka friktionen och därmed sänka värmeutvecklingen. Då kronhjulets stabilitet är av största vikt för att säkerställa ett korrekt kuggingrepp från pinjongen har ett större plant glidlager använts axiellt och ett radialglidlager för att alltid centrera kronhjulet. Se figur 5.4. Glidlager har kunnat användas då varvtalen och därmed periferihastigheterna varit relativt låga vid utförande av pivotsvängen, se bilaga F.6. för beräkning. Då risk finns att oljefilmen på glidlagren färsvinner då de vid normal körning inte roterar och därmed oljan pressas ut från lagerytorna har SKF: s teflonlager valts som klarar höga uttryck och smörjfri drift. Detaljkonstruktion ses i bilaga H.2. Axeldifferentialens gavel Figur 5.4. Pivotfunktion med lagrat kronhjul på differentialhusets gavel. Differentialhus och pinjong är lagrat på konventionellt vis med två motriktade förspända koniska rullager. Förspänningen görs med tunna stål schims som paras ihop och läggs mellan lagerlägena så att rätt avstånd/förspänning uppnås för att säkerställa kuggingreppet och lagerlivslängder. Se bilaga H.5. och H.1. Alla lagerlägen i axelväxelhuset har gjorts i stål för minskad elastisk deformation medan packningslock och stora delar av axelväxelhuset gjorts i aluminium för att spara vikt. Se Bilaga H.7. Då aluminium och stål har olika värmeutvidgningskoefficient finns en teoretisk risk att lagerförspänningen och kuggingrepp blir felaktig vid ökad driftstemperatur. Praktisk erfarenhet från liknade applikationer på Hägglunds visar att detta problem är närmast obefintligt i praktiken vilket kan förklaras med att aluminium som har en större utvidgning än stål vid ökad temperatur men även har högre värmeavledningsförmåga då huset har en naturlig konvektion med omgivningens lägre temperatur. 53 5.2 Beräkningar Ett antal hållfasthetsberäkningar har gjorts för att grovt verifiera hållbarheten vilket gett en ungefärlig dimension och vikt på axelväxlarna. Valet av vilka detaljer och vilka metoder som använts vid optimeringen utgår från vad konstruktören ansetts vara vilktigast för att fastställa den slutliga totala volymen på konstruktionen. I detta arbete redovisas bara ett fåtal av de beräkningar som krävs för att säkerställa funktionen och tillförlitligheten på en sådan komplicerad konstruktion som denna. 5.2.1 Lagerberäkningar Lagerberäkningar på Axelväxelns alla kul- och rullager är gjorda enligt SKF livslängsdformel, se bilaga G.1. till G.4. Erforderlig lagerlivslängd har beräknats utifrån fordonets ställda lastkollektiv som brutits ner till ett kollektiv för Axelväxeln, se bilaga G. 5.2.2 Kuggberäkningar Dimensionering av pinjong och kronhjulets kuggeometri har gjorts enligt Kugg- och snäckväxelstandard SMS 1862, med beräkning av flank och böjpåkänning. D.v.s. vad kugghjulen maximalt klarar vid statisk belastning. Se bilaga E.2. Inga livslängdsberäkningar är gjorda på pinjong och Kronhjul i detta arbete och bör utredas innan vidare utveckling görs då nämnda kugghjul snurrar 100- resp. 200 miljoner varv. 5.2.3 Splineberäkningar Splineförbanden har dimensionerats med avseende på kontakttrycket på spline flankerna och skjuvspänningar vid roten. Valet av spline görs utifrån en rekommendationstabell av Sveriges Mekanförbunds Standardcentral (SMS 716) där man utgår från axeldiametern för att få modulen och bomtalet. Standardiseringen används för att göra de billigare att producera då standardverktyg vid produktion kan användas. Hållfastighetsberäkningar har gjorts på följande splineförband: • Medbringare-solhjul, axeldifferential se bilaga F.2. • Medbringare-differentiallåsning, se bilaga F.4. • Differentialhus-”Ytterring”, se bilaga F.5. 54 6 Referenser Personer • • • • • • Daniel Engblom Joakim Hultgren Åke Eriksson Anders Dahlberg Hans Nordin Max Thorén allmänt pivot-koncept och allmän mek. konstruktion kugg- och lagerberäkningar allmänt allmänt allmänt Litteratur • • • • • • • SMS Handbok 112, Kugg och snäckväxlar standard 78. 1978, SIS Tryckeri. Institution för hållfasthetslära, Handbok och formelsamling i Hållfasthetslära. 1998, Fingraf, Södertälje. Karl Björk, Formler och Tabeller för Mekanisk konstruktion. 5:e upplagan, 1999, karl Björks Förlag HB. Heinz Heisler, Advanced vehicle technology. 1989, Edward Arnold, London SKF Lager bussningar. 1999, Halls Offset AB. SKF General Catalogue, Huvudkatalog SKF. 2003, Media-print. SKF CR seals, Tätningar SKF. 1995, Skandia-Tryckeriet. Internet http://www.andantex.com http://www.eie.se http://www.zf.com http://www.howstuffworks.com http://www.SKF.com (Bra sida om vinkelväxlar) (Olika typer av växlar) (Differentialer) (Sida för funktionsförståelse) (SKF: s sida med maskinelement) 55 A Dimensionerande randvilkor Lastfall för dimensionering av drivlina på SEP-hjul med Y-drive rh c Faktauppgifter M Totallast m = 17500kg Däckradie rh = 0.6 m Friktion µ=1 µN Gravitationskonstant g = 9.81 N Figur A.1. Momentjämnvikt: drivhjul-underlag. Lastfall 1. Fordonet står på relativt plan asfalt och ska genomföra en pivot/centrumsväng. N= Mxg 6 17500 x 9.81 6 = 28600 N µ x N = 28600 N Mc : µ x N x rh – Mh = 0 (jämvikt) • Mh = 17200 Nm per hjul. 17200Nm per drivhjul kan överföras till underlaget innan de tappar fästet. Lastfall 2. Fordonet står på mellanaxeln och ska upp för en avsatts. N= Mxg 2 17500 x 9.81 2 = 85838 N µ x N = 85838 N Mc : µ x N x rh – Mh = 0 (jämvikt) • Mh = 51500 Nm per hjul. 51500Nm per drivhjul kan överföras till underlaget innan de tappar fästet. 56 B Dragkraft motorer Beräknad dragkraft SEP-hjul 17.5 ton med Y-drive Samlingsväxel Vinkelväxel Momentomvandlare Växellåda Dieselmotor Navreduktion Axeldifferential 1 Axeldifferential 2 Axeldifferential 3 Figur B.1. Schematisk bild av utväxlingar i SEP-hjuls Y-drive. Faktauppgifter Automatväxllåda Backväxel 2 Backväxel 1 1:a steget 2:a steget 3:e steget 4:e steget 5:e steget 6:e steget 7:e steget ib2 = 2.231 ib1 = 3.416 i1 = 4.377 i2 = 2.859 i3 = 1.921 i4 = 1.368 i5 = 1 i6 = 0.82 i7 = 0.728 Max varvtal motor nmax= 4000rpm Vridmoment motor Mm = 500 Nm Momentomvandlare im = 2.3 Vinkelväxel iv = 1 Samlingsväxel is = 1 Axeldifferential ia = 2 Navreduktion in = 5.2 57 Beräknad dragkraft SEP-hjul 17.5 ton med Y-drive Lastfall 1. Ingående moment i axeldifferential 1 (Ma). 2 x Mm x i1 x im x iv x is = Ma 2 x 500 x 4.377 x 2.3 x 1 x 1 = 10067 Nm Fördelat över axeldifferential 1, 2 och 3, (enligt Lastfall 1). Ma / 3 = 3356 Nm st. Utgående moment per sida ur axeldifferentialer. 3356 x ia / 2 = 3356 Nm st. Dragkraft hjul: 3356 x in = 17500 Nm Lastfall 2. Ingående moment i axeldifferential 1 (Ms). Från lastfall 1. Ma = 10067 Nm Fördelat över axeldifferential 2, (enligt Lastfall 2). Ma / 1= 10067 Nm Utgående moment per sida ur axeldifferential 2. 10067 x ia / 2 = 10067 Nm st. Dragkraft hjul: 10067 x in = 52500 Nm Beräknade varvtal SEP-hjul 17.5 ton med Y-drive Maximalt varvtal. Ingående varvtal i axeldifferentialer (na). nmax / i7 / iv / is = na 4000 / 0.728 / 1 / 1 = 5495 rpm Utgående varvtal ur axeldifferentialer (drivaxlar). na / ia = 2747 rpm Varvtal hjul: 2747 / in = 530 rpm. 58 C Lastkollektiv Lastkollektiv SEP-hjul 17.5 ton med Y-drive Beräkningar utförda med drivhjulsdiameter 1.2m. Medelmoment Drivhjul [Nm] Antal varv drivhjul [n] Medelvarvtal Drivhjul [rpm] Medelhastighet [km/h] Total tid [h] Väg (>40 km/h) 5600 14 582 975 287 65 845,8 Lätt terräng (20-40km/h) 15500 2 532 231 155 35 272,8 Svår terräng (<20 km/h) 30800 126 579 44 10 47,7 Driftsfall axeldifferential SEP-hjul 17.5 ton med Y-drive Antal varv Kronhjul (differential) [n] Antal varv Pinjong Medelmoment utgående (Medbringare) [Nm] Medelmoment Ingående (Pinjong) [Nm] Total tid [h] / % av tot [%] Väg (>40 km/h) 75 831 470 151 662 940 1077 (3 axlar-359 st) 538 (3 axlar 179 st) 845,8 / 72,5 Lätt terräng (20-40km/h) 13 167 601 26 335 202 2981 (3axlar 994 st) 1490 (3axlar 497 st) 272,8 / 23,4 Svår terräng (<20 km/h) 658 211 1 316 422 5923 (2axlar2962 st) Totalt 89 657 282 179 314 564 [n] 2962 (3 axlar1481st) 47,7 / 4.1 1166,3 59 D Konceptutvärdering D.1. Konceptutvärdering av axeldifferential på SEP med Y-drive DubbelPlanethjulsDifferential (DPD) Öppen differential • + Inga axiella krafter • + Beprövad • + Fler diff. drevs axlar, klarar större krafter • + Färre kugghjul • + Lätt att anpassa efter överförda krafter • + Färre kuggingrepp, högre värkningsgrad • + Kan lagras med nållager vid höga rotationshastigheter • + Mindre diameter • + Kan lagras med glidbussningar vid moderata rotationshastigheter • - Komplicerad att lagra för höga rotationshastigheter • + Billig, Cylindrisk rakkugg • - Dyr, Konisk rakkugg • + Låg friktion/förluster oavsett belastning • - Ökande friktion/förlust med ökande överfört moment 60 D Konceptutvärdering D.2. Konceptutvärdering av pivotfunktion på SEP med Y-drive Koncept 1 Koncept 2 • - Fler kuggingrepp • + Färre kuggingrepp • + Konisk spiral kugg • - Konisk hypoidkugg • + Konventionellt fast monterat kronhjul vid normal körning. • - Löst kronhjul, som låses med låshylsa vid normal körning. • - Komplicerad pivotfunktion • + Enkel lösning av Pivotfunktion • - Högre vikt • + Lägre vikt • - Större volym • + Mindre volym • - Delad medbringare • + Konventionella medbringare 61 E Beräkning av kuggkrafter E.1. Beräkning av flank- och böjpåkänning på kugghjul i axeldifferential Kugg- och snäckväxelstandard SMS 1862 har använts, hänvisning görs till denna standard i uträkningarna. Följande data gäller för kugghjulen: mn = 3.6 x1 = 0.5 αn = 20° x2 = 0.3 z1 = 13 T1 = 2475 Nm z2 = 28 b = 40 mm Bärförmåga med hänsyn till flankpåkänning: σ H = Z H × Z M × Zε × Fber × K Hα × K Hβ × (u + 1) b × d1 × u (5.1) ZH = 1.57 (Rakkugg med βm = 0). Z m = 268 N / mm 2 (Båda kugghjulen i stål) Zε = 4 − εα 3 εα = ε1 + ε 2 − ε Zε = 0.945 Fber = 2 × T1 2 × 2475 × K1 + KV = × 1.25 × 1.0 = 132211,5 d1 46.8 KHα = 1 (sätts normalt till =1 eftersom hänsyn tagits till lastfördelningen med dynamiska belastningsfaktorn Kv). KHβ = 1(Båda kugghjulen dubbelsidigt lagrade). σ H = 1,57 × 268 × 0,945 × 132211,5 × 1 × 1 × (2,154 + 1) = 4043,49 40 × 46,8 × 2,154 σH = 4044 N/mm2 62 E.1. Beräkning av flank- och böjpåkänning på kugghjul i axeldifferential Tillåten flankpåkänning: σ HP = σ H lim × K L × Z R × Z V × K HX × K HN × K HK SH (5.2) σH lim = 1650 N/mm2 (Erfarenhetsmässigt). KL = 1 (Normalt tilldelas värdet 1). ZR = 1 (Normalt tilldelas värdet 1). ZV = 1 (Normalt tilldelas värdet 1). KHX = 1 KHN = 2,2 KHK = 1,15 (Normalt tilldelas värdet 1). SH = 1,0 (Säkerhetsfaktor). σ HP = 1650 × 1 × 1 × 1 × 1 × 2,2 × 1,15 = 4174,5 1 σHP = 4175 N/mm2 σ H ≤ σ HP vilket är OK! 63 E.1. Beräkning av flank- och böjpåkänning på kugghjul i axeldifferential Bärförmåga med hänsyn till böjpåkänning: σ F = YF ×Yβ × Yε × FBer × KFα × Z × KFβ b×m YF = 2,27 (enligt diagram 8.5.2) Yβ = 1 (enligt diagram 8.6(βm=0)). Yε = 0,776 FBer = 132211,5 (Enligt tidigare uträkning). KFα = KFβ = 1 (Normalt tilldelas värdet 1). σ F = 2,27 × 1 × 0,776 × 132211,5 × 1 × 1 = 1617,31 40 × 3.6 σF = 1617 N/mm2 Tillåten böjpåkänning: σ FP = σ F lim × YS × K FX × K FN SF σF lim = 500 N/mm2 (Erfarenhetsmässigt). YS = 1 (Normalt tilldelas värdet 1). KFX = 1 (Normalt tilldelas värdet 1). KFN = 3,3 (Normalt tilldelas värdet 1). SF = 1,0 (Säkerhetsfaktor). σ FP = 500 × 1 × 1 × 3,3 = 1650 1.0 σFP = 1650 N/mm2 σ F ≤ σ FP vilket är OK! 64 E Beräkning av kuggkrafter E.2. Beräkning av flank- och böjpåkänning på pinjong och kronhjul Kugg- och snäckväxelstandard SMS 1862 har använts, hänvisning görs till denna standard i uträkningarna. Följande data gäller för kugghjulen: mn = 8 x1 = 0.345 αn = 20° x2 = -0.345 z1 = 16 T1 = 9904 Nm z2 = 32 b = 47 mm δ1= 26.565 δ2= 63.435 η= 0.98 Re= 143.108 Bärförmåga med hänsyn till flankpåkänning: σ H = Z H × Z M × Z K × Zε × ( ) Fber × K Hα × K Hβ × u 2 + 1 b × d1 × u (5.1) ZH = 1.3 (spiralkugg med βm = 50˚) ZK = 2 × Re 2 × 143.108 ⇒ = 1.196 2 × Re− b 2 × 143.108 − 47 Z m = 268 N / mm 2 (Båda kugghjulen i stål) Zε = 1 Fber = 2 × T1 2 × 9904 × K1 + KV = × 1.25 × 1.0 = 193438 N d1 0.128 KHα = 1 (sätts normalt till =1 eftersom hänsyn tagits till lastfördelningen med dynamiska belastningsfaktorn Kv). KHβ = 1(Båda kugghjulen dubbelsidigt lagrade). σ H = 1,3 × 268 × 1,196 × 1 × ( ) 193438 × 1 × 1 × 2 2 + 1 = 2666 47 × 128 × 2 σH = 2670 N/mm2 65 E.2. Beräkning av flank- och böjpåkänning på pinjong och kronhjul Tillåten flankpåkänning: σ HP = σ H lim × K L × Z R × Z V × K HX × K HN × K HK SH (5.2) σH lim = 1650 N/mm2 (Erfarenhetsmässigt). KL = 1 (Normalt tilldelas värdet 1). ZR = 1 (Normalt tilldelas värdet 1). ZV = 1 (Normalt tilldelas värdet 1). KHX = 1 KHN = 2,2 KHK = 1,15 (Normalt tilldelas värdet 1). SH = 1,0 (Säkerhetsfaktor). σ HP = 1650 × 1 × 1 × 1 × 1 × 2,2 × 1,15 = 4174,5 1 σHP = 4175 N/mm2 σ H ≤ σ HP Vilket är OK! 66 E.2. Beräkning av flank- och böjpåkänning på pinjong och kronhjul Bärförmåga med hänsyn till böjpåkänning: σ F = YF × YK × Yβ × Yε × FBer × K Fα × K Fβ b×m YF = 2,47 (enligt diagram 8.5.2) YK = 2 × Re 2 × 143.108 ⇒ = 1.196 2 × Re− b 2 × 143.108 − 47 Yβ = 0,75 (enligt diagram 8.6(βm=50˚)). Yε = 1 FBer = 193438 N (Enligt tidigare uträkning). KFα = KFβ = 1 (Normalt tilldelas värdet 1). σ F = 2,47 × 1,196 × 0,75 × 1 × 1193438 × 1 × 1 = 1122 47 × 8 σF = 1122 N/mm2 Tillåten böjpåkänning: σ FP = σ F lim × YS × K FX × K FN SF σF lim = 500 N/mm2 (Erfarenhetsmässigt). YS = 1 (Normalt tilldelas värdet 1). KFX = 1 (Normalt tilldelas värdet 1). KFN = 3,3 (Normalt tilldelas värdet 1). SF = 1,0 (Säkerhetsfaktor). σ FP = 500 × 1 × 1 × 3,3 = 1650 1.0 σFP = 1650 N/mm2 σ F ≤ σ FP vilket är OK! 67 F Dimensionering F.1. Beräkning av krafter på kugghjul i axeldifferential Följande data gäller för planetkugghjulen: Moment: M = 9904 Nm Antal planetpar: n = 4 st Delningscirkel: D = 100,8 mm α = 20° Fn M F 9904 = ⇒ n = ⇒ Fn = 49520 N n r 4 0,0504 tan 20° = Ftot = F1− 2 ⇒ F1− 2 = 18024 N Fn F1− 2 + (cos 50° × F1− 2 ) = 32671N cos(180° − 130°) / 2) Ftot = 32670 N Skjuvning av planethjulsaxlar: Material 1422225-07, σB= 1300Mpa, τ till = 0.6 × σ till (σ B ) ⇒ τ till = 780Mpa 2 skjuvareor per planethjul ger: Ftot /2 =16335 N τ= F F 16335 ⇒ A= ⇒ = 2,094 × 10 −5 m2 6 τ till A 780 × 10 A =η × r 2 ⇒ r = A η ⇒ r = 0.00258m D.v.s minsta diameter på planethjulsaxlarna är 2 x r = 5,2mm 68 F.1. Beräkning av krafter på kugghjul i axeldifferential Hålkantstryck planethjulsaxlar: Material: Gjutaluminium, EN-AG 42100-ST6, σB= 260 Mpa, σ S = 200 Mpa . F Hålkantstryck: Ph = t×d Ftot = 32670 N, (Från tidigare kraftberäkning) 2 tryckareor per planethjul ger: F = Ftot /2 =16335 N t, (Axelbredd) = 15 mm d, (Axeldiameter) = 23 mm, (Ytterdiameter SKF PTFE, cylindrisk bussning.) ⇒ Ph = N 16335 = 47347826 0.015 × 0.023 mm 2 Ph = 47 Mpa Dimensionering mot sträckgränsen i materialet(σS ) på differentialhuset. D.v.s Ph < σS vilket är OK! Säkerhetsfaktor: η = 4.3 Följande data gäller för solkugghjulen: F1 = 18024 N (Från beräkningar av krafter på planethjul). Ftot = 0 N, D.v.s. Det verkar inga radiella krafter på solhjulslagren då kuggkrafterna från planethjulen subtraheras mot varandra. 69 F F.2. Dimensionering Splinesförband mellan medbringare och solhjul: Vald splines: Axel: SMS 1837 flat, (12/24) bomtal 22. Nav: SMS 1836 flat, (12/24) bomtal 22. Medelkontakttryck: Pnom = 2× MV d2 ×L Pmax = 4 x Pnom MV (Moment) = 9904 Nm L (längd) = 50 mm d (delningsdiameter) = 46,567 mm Pnom = 2 × 9904 N = 182689717 2 0.046567 × 0.050 mm 2 Pnom = 183 Mpa, Pmax = 4 x Pnom Pmax = 732 Mpa Material: 1 422 225-07, σB= 1300 Mpa Pmax1 = 1,4 σB = 1820 Mpa D.v.s Pmax ≤ Pmax 1 vilket är OK! Säkerhetsfaktor: η = 2,5 Skjuvspänningar: τ nom = 4 × MV π ×d ×l 2 = 4 × 9904 N = 116303886 2 π × 0.046567 × 0.050 mm 2 τ max = 4 × τ nom = 465215544 N mm 2 τ max = 465Mpa τ max 1 = 0,6 σB = 780 Mpa D.v.s. τ max ≤ τ max 1 vilket är OK! Säkerhetsfaktor: η = 1,7 70 F Dimensionering F.3. Beräkning av vridning på medbringare i axeldifferential Följande data gäller för medbringarna: Ingående moment: Mv = 9904 Nm Material: 142225-07, σB= 1300Mpa, τ V max = 0.6 × σ B ⇒ τ V max = 780Mpa Vridning: τ max = MV WV τ max 1 = , WV = π ( ( × 0.0214 × 0 4 ) π ( × 0.025 × 0,010 4 4 ) = 414Mpa 9904 π 2 × 0,0325 ( ) = 681Mpa 9904 2 × 0,025 τ max 3 = 2×b × b4 − a 4 9904 2 × 0,021 τ max 2 = π × 0.0325 × 0,020 4 4 ) = 214Mpa D.v.s. τ max 1 ≤ τ V max Vilket är OK! D.v.s. τ max 2 ≤ τ V max Vilket är OK! D.v.s. τ max 3 ≤ τ V max Vilket är OK! 71 F F.4. Dimensionering Splineförband mellan medbringare och differentiallåsning: Vald spline: Axel: SMS 1843 flat, (12/24) bomtal 22. Nav: SMS 1842 flat, (12/24) bomtal 22. Medelkontakttryck: Pnom = 2× MV d2 ×L Pmax = 4 x Pnom MV (Moment) = 19808 Nm L (längd) = 60 mm d (delningsdiameter) = 50,8 mm Pnom = 2 × 19808 N = 255853845 2 0.0508 × 0.060 mm 2 Pnom = 256 Mpa, Pmax = 4 x Pnom Pmax = 1023 Mpa Material: 1 422 225-07, σB= 1300 Mpa Pmax1 = 1,4 σB = 1820 Mpa D.v.s Pmax ≤ Pmax 1 vilket är OK! Säkerhetsfaktor: η = 1,8 Skjuvspänningar: τ nom = 4× MV 4 × 19808 N = = 162881616 2 2 π × d × l π × 0.0508 × 0.060 mm 2 τ max = 4 × τ nom = 651526466 N mm 2 τ max = 652Mpa τ max 1 = 0,6 σB = 780 Mpa D.v.s. τ max ≤ τ max 1 vilket är OK! Säkerhetsfaktor: η = 1,2 72 F F.5. Dimensionering Splinesförband mellan differentialhus och ”Ytterring” : Vald spline: Axel: SMS 1835 flat, (16/32) bomtal 145. Nav: SMS 1834 flat, (16/32) bomtal 145. Medelkontakttryck: Pnom = 2× MV d2 ×L Pmax = 4 x Pnom MV (Moment) = 19808 Nm L (längd) = 60 mm d (delningsdiameter) = 230 mm Pnom = 2 × 19808 N = 12481412 2 0.230 × 0.060 mm 2 Pnom = 12,5 Mpa, Pmax = 4 x Pnom Pmax = 50 Mpa Material: 1 422 225-07, σB= 1300 Mpa Pmax1 = 1,4 σB = 1820 Mpa D.v.s Pmax ≤ Pmax 1 vilket är OK! Säkerhetsfaktor: η = 36,4 Skjuvspänningar: τ nom = 4× MV 4 × 19808 N = = 7945913 2 2 π × d × l π × 0.230 × 0.060 mm 2 τ max = 4 × τ nom = 31783653 N mm 2 τ max = 32Mpa τ max 1 = 0,6 σB = 780 Mpa D.v.s. τ max ≤ τ max 1 vilket är OK! Säkerhetsfaktor: η = 24 73 F F.6. Dimensionering Glidhastigheter, glidlager mellan differential och kronhjul SKF PTFE glidlager • Axialbricka (PCMW 10020002 B) • Cylindrisk bussning (PCM 808520 B) Egenskaper: Tillåten belastn. (dyn/stat) Tillåten glidhastighet Friktionskoefficient Temperaturområde 80/250 N/mm² 2,0 m/s 0,03 .. 0,08 µ -200 .. +250 ºC Axialbricka: Omkrets: 2 x η x r = 2 x η x 100 = 628 mm Navreduktion utväxling 5,2 ger: 5,2 x 628 = 3267 mm d.v.s. 3,3 m på tiden 8s = 0,41 m/s Max periferihastighet glidlagerskiva vid pivotsväng = 0, 41 m/s om hjulet inte har något slipp mot underlaget. Vid 100% slipp d.v.s. hjulet spinner 1 varv mer än det varv som teoretiskt behövs för att vända fordonet 180º blir periferihastigheten: 2 x 0,41 = 0,825 m/s Ok! Cylindriskbussning: Omkrets: 2 x η x r = 2 x η x 40 = 251 mm Navreduktion utväxling 5,2 ger: 5,2 x 251 = 1305 mm d.v.s. 1,3 m på tiden 8s = 0,16 m/s Max periferihastighet glidlagerskiva vid pivotsväng = 0, 16 m/s om hjulet inte har något slipp mot underlaget. Vid 100 % slipp d.v.s. hjulet spinner 1 varv mer än det varv som teoretiskt behövs för att vända fordonet 180º blir periferihastigheten: 2 x 0,16 = 0,32 m/s Ok! 74 G Lagerberäkningar Beräkning av totalt antal varv för axlar i Axelväxel till mekanisk driven hjulplattform. Driftskrav: 65000 km Rullomkrets hjul ⇒ RH = 2πr rHjul = 546 ± 2%(mm) RH = 3.43062m Antal varv : Driftskrav(m) 65000000 ⇒ = 18947012varv roterar hjulet under livstiden. 3.43062 RH (m) Navreduktion med utv.5.2 :1 ⇒ 18947012× 5.2 = 98524465varv ≈ 100000000 Kronhjul→ Pinjong har utväxlingsförhållandet 2 : 1 ger : ∴ Pinjongen roterar 200 miljoner varv ∴ Kronhjuletroterar100 miljoner varv Modifierat driftsfall Axeldifferential SEP-hjul 17.5 ton med Y-drive Antal varv Antal varv Medelmoment Medelmoment Kronhjul Pinjong utgående Ingående (differential) (Medbringare) (Pinjong) [n] [n] [Nm] [Nm] Total tid [h] % av tot [%] Väg (>40 km/h) 83329941 166659881 1077 (3 axlar-359 st) 538 (3 axlar 179 st) 845,8 / 72,5 Lätt terräng (20-40km/h) 15587797 31175594 2981 (3axlar 994 st) 1490 (3axlar 497 st) 272,8 / 23,4 Svår terräng (<20 km/h) 1082263 2164525 5923 (2axlar2962 st) Totalt 100milj. 200milj. 2962 (2 axlar1481st) 47,7 / 4.1 1166,3 Vid driftfallet Svårterräng beräknas bara två av de tre axlarna ha markkontakt samtidigt vilket gör att momentet fördelas på två- och inte alla tre axlar. 75 G Lagerberäkningar G.1 Pinjong Krafter: M Ft = V 1− 2 −3 , M V 1 = 538 Nm, M V 2 = 1490 Nm, M V 3 = 1481 Mm ( från lastkollektiv). r Fr = Ft × tan α , α = 20° FN = Ft + Fr 2 2 Fa = FN × tan α s , α s = 30° Lager 1 SKF 33111/Q ,C = 110 kN Lager 2 SKF T2ED 055/QCLN, C = 179 kN l1 = 43.5 mm l2 = 63 mm r = 55 mm XZ-planet Fr = 3560, 9860, 9800 N Fa = 6010, 16645, 16544 N YZ-planet Ft = 9782, 27091, 26927 N 76 Fr 2 × l 2 + Fr × l1 − Fa × r = 0 ⇒ Fr 2 = Fa × 0.055 − Fr × l1 = 2789, 7723, 7676 N l2 Fr1 = Fr 2 − Fr ⇒ Fr1 = (−)771, (−)2137, (−)2125 N Ft 2 = Ft + l1 = Ft 2 = 6754, 18706, 18592 N l 2 + l1 Ft1 = Ft − Ft 2 = 16536, 45797, 45519 N Fr1tot = Fr1 + Ft1 = 7307, 20238, 20114 N 2 2 Fr 2tot = Fr 2 + Ft 2 = 16554, 45847, 45569 N 2 2 Kraft på Lager 1 7307 N 20238 N 20114 N Kraft på Lager 2 16554 N 45847 N 45569 N Antal varv 166 659 881 varv 31 175 594 varv 2 164 525 varv Tot: 200 000 000 varv Normalkrafter på pinjonglager vid de tre körfallen: väg, lätt- och svår terräng. P1 × u1 + P2 × u 2 + P3 × u 3 u tot 3 Pmn = 3 3 3 Pm1 = 11947 (lager 1) Pm 2 = 27065 (lager 2) Beräknad Lagerlivslängd: Lager 1 P 10 C 10 110000 3 L10 = 1 ⇒ P = (rullager ), C1 = 110000 ⇒ L10 = = 1636 miljoner var v 3 11947 Pm1 Lager 2 C L10 = 2 Pm 2 P 10 10 179000 3 ⇒ P = (rullager ), C 2 = 179000 ⇒ L10 = = 543 miljoner var v 3 27065 L10Verklig= 200 000 000 varv, d.v.s 200 miljoner varv Kommentar: Lager 2. det närmast pinjongdrevet utsätts för de största krafterna eftersom de motvärkar axiella kuggkraften. Livslängdsberäkningarna visar att lager 1. är överdimensionerat, och bör möjligen bytas mot ett lämpligare om geometrin tillåter. 77 G Lagerberäkningar G.2. Pinjong genomgående Lager 1: SKF 33111/Q ,C = 110 kN Lager 2: SKF T2ED 055/QCLN, C = 179 kN Lager 3: SKF NU211ECP, C = 96.5 kN l1 = 43.5 mm l2 = 63 mm l3 = 77.5 mm l4 = 257 mm r = 0.055 m XZ-planet Fr = 3549, 9860, 9801 N Fa = 6010, 16645, 16544 N YZ-planet Ft = 9782, 27091, 26927 N 78 Fr 4 × l 4 + Fr × l 3 − Fa × r = 0 ⇒ Fr 4 = Fa × 0.055 − Fr × l 3 = 213, 589, 585 N l4 Fr 3 = Fr 4 + Fr ⇒ Fr 3 = (−)3347, (−)9271, (−)10386 N Ft 4 = Ft × l 3 = Ft 4 = 2287, 6277, 6239 N l 4 + l3 Ft 3 = Ft − Ft 4 = 7495, 20758, 20688 N Fr 3tot = Fr 3 + Ft 3 = 8208, 22734, 23149 N 2 2 Fr 4tot = Fr 4 + Ft 4 = 2297, 6361, 6266 N 2 2 Kraft på Lager 1 och 2 8208 N 22734 N 23149 N Kraft på Lager 3 2297 N 6361 N 6266 N Antal varv 166 659 881 varv 31 175 594 varv 2 164 525 varv Tot: 200 000 000 varv Normalkrafter på pinjonglager vid de tre körfallen: väg, lätt- och svår terräng. P1 × u1 + P2 × u 2 + P3 × u 3 u tot 3 Pmn = 3 3 3 Pm1 = 13438 (lager 1 och 2) Pm 2 = 3754 (lager 3) Beräknad Lagerlivslängd: Lager 1 och 2 C L10 = 1− 2 Pm1 10 P 10 110000 3 ⇒ P = (rullager ), C1 = 110000 ⇒ L10 = = 1105 miljoner var v 3 13438 Lager 3 C L10 = 3 Pm 2 P 10 10 96500 3 ⇒ P = (rullager ), C 3 = 96500 ⇒ L10 = = 50131 miljoner var v 3 3754 L10Verklig= 200 000 000 varv, d.v.s 200 miljoner varv Kommentar: Det cylindriska rullagret, lager 3. Utsätts för små krafter och endast i radialled. Livslängdsberäkningarna visar att detta lager är grovt överdimensionerat men hållfastighetskrav på pinjongaxeln gör att detta lager valts. Möjligen bör man titta på ett annat koncept på lager t.ex. nållager eller att rullbanan till rullagret integreras i pinjongaxeln vilket på så sätt gör att ett mindre lager kan väljas. 79 G Lagerberäkningar G.3. Differentialhus Lager 1: SKF 32920/Q ,C = 119 kN Lager 2: SKF 32915TN9, C = 81,5 kN l1 = 17 mm l2 = 188 mm r = 0.106 mm XZ-planet Fr = 1848, 5116, 5085 N Fa = 3119, 8637, 8584 N YZ-planet Ft = 5076, 14057, 13972 N 80 Kraftberäkningar utförs som tidigare och ger: Pm1 = 7560 (lager 1) Pm 2 = 2708 (lager 2) Beräknad Lagerlivslängd: Lager 1 10 P C 10 119000 3 L10 = 1 ⇒ P = (rullager ), C1 = 119000 ⇒ L10 = = 9774 miljoner var v 3 7560 Pm1 Lager 2 C L10 = 2 Pm 2 P 10 10 96500 3 ⇒ P = (rullager ), C 3 = 81500 ⇒ L10 = = 84794 miljoner var v 3 2708 L10Verklig= 100 000 000 varv, d.v.s 100 miljoner varv. Kommentar: De två vinkelkontaktrullager som bär differentialen är överdimensionerade enligt livslängdsberäkningarna. Den stora axeldiametern för lager 1. gör dock att ett ganska stort lager krävs, men för det bortre lagret nr:1 (räknat från kronhjulet), så kan möjligen en mindre omkonstruktion göra att lämpligare lager kan väljas. 81 G Lagerberäkningar G.4. Medbringare Lager 1: SKF 3210 A-2RS1 ,C = 51 kN Höger sida: l1 = 48 mm l2 = 104 mm Vänster sida: l3 = 56 mm l4 = 173 mm Krafter: Fr = 25 kg Ger: Fr × (l1 + l 2 ) = 358 N l2 F × (l 3 + l 4 ) = 325 N Fr 2 = r l4 Fr1 = Fa = Fa1 = µ × Mn r µ = 0.15, r = 25 mm M1 = 1077 Nm. Fa = 6462 N M2 = 2981 Nm. Fa = 17886 N M3 = 2962 Nm. Fa = 17892 N 82 P1ntot = Fr + Fa = 6472, 17890, 17896 N 2 2 P2 ntot = Fr + Fa = 6470, 17889, 17895 N 2 2 P1 × u1 + P2 × u 2 + P3 × u 3 u tot 3 Pmn = 3 3 3 Pm1 = 10380 N Pm 2 = 10379 N Beräknad Lagerlivslängd: Vänster sida: P C 51000 L10 = 1 ⇒ P = 3(kullager), C1 = 51000 ⇒ L10 = = 119 miljoner var v 10380 Pm1 3 Höger sida: C L10 = 2 Pm 2 P 51000 ⇒ P = 3(kullager ), C1 = 51000 ⇒ L10 = = 119 miljoner var v 10379 3 L10Verklig= 100 000 000 varv, d.v.s. 100 miljoner varv. Kommentar: Livslängdsberäkningen visar att lagret klarar fordonets totala livslängd och är inte överdimensionerat vilket betyder att det är ett ganska optimalt lager för denna applikation. 83 H Detaljkonstruktion SKF PTFE PCMF606515B Glidlager Spline SMS 1835 16/32 Z=145 Sexkantskruv M8x25 SKF PTFE PCMF202325B Glidlager Figur H.1. Axeldifferential av egenkonstruerad typ: dubbelplanethjulsdifferential (DPD). Konisk hypoidkugg SKF PTFE PCM808520B Glidlager Splines SMS 1842 12/24 Z=24 SKF PTFE Glidlager SKF 32920Q koniskt rullager Figur H.2. kronhjulets upplagring mot differentialhusets gavel. 84 H Detaljkonstruktion O-ring OR1502400 Glidbussning GR4300160 Aluminium brons Verktygsfjäder O-ring OR2001600 Sexkantskruv M8x25 Spårring SGA7829 FOR A102308-0610 Hydraulnippel Spårring SGA7829 Packning PTO100250 Figur H.3. Differentialstyrningsgaffel med hydraulisk aktuator. O-ring OR2001600 Aluminium brons Glidbussning GR4300160 Spårring SGA7825 O-ring OR1502400 O-ring OR1003000 FOR A102308-0610 Hydraulnippel Tryckfjäder DIN2098 Packning PTO100250 Splines SMS 1834 16/32 Z=145 Figur H.4. Ytterring med hydraulisk aktuator 85 H Detaljkonstruktion Sexkantskruv M16x40 SKF T2ED055/QCLN O-monterade koniska rullager Passar Kardanaxel Dana 2030 SKF NU 211ECP rullager Konisk hypoidkugg Passar Kardanaxel Dana 2030 Radialtätning Busak-Shamban TREA00700 Spline SMS 1842/1843 12/24 Z=24 Figur H.5. Pinjong med lager och tätningar. SKF 3210A-2RS1 Dubbelradigt vinkelkontaktkullager Spline SMS 1843 12/24 Z=24 Låsmutter KM10 Låsring MB10 Radialtätning BusakShamban TREA00650 Spline SMS 1837 12/24 Z=22 Passar Kardanaxel Dana 2030 Spårring SGA7846 Figur H.6. Utgående medbringare, vänster med extra spline för differential låsningen. 86 H Detaljkonstruktion Lagerläge Pinjong Spårring SGH7896 Lagerläge medbringare Lagerläge Differential Spårring SGH7896 Lagerläge medbringare Lagerläge Pinjong Figur H.7. Axelväxel hus. Gröna detaljerna är aluminium, grått stål. 455 455 Ø295 Ø295 465 Vikt: 130kg Vikt: 120kg Figur H.8. Dimensioner Axelväxlar, tillvänster nummer ett med två pinjonger och tillhöger nummer två och tre med genomgående pinjong. 87
© Copyright 2024