Predgovor

Transkripcija

1 DIMENZIONIRANJE NOSILCEV MOTORJA LETALIŠKEGA AVTOBUSA MB 1431 LF maj, 2013 Avtor: Ervin KOŠTOMAJ dipl.ing.str. Mentor: red.prof.dr.srečko GLODEŽ Somentor: doc.dr.janez KRAMBERGER

2 ZAHVALA Zahvaljujem se mentorju red. prof. dr. Srečko Glodeţu in somentorju doc. dr. Janezu Krambergerju za pomoč in vodenje pri opravljanju podiplomskega dela. Posebna zahvala gre dr. Francu Gačniku za pomoč pri uporabi programa Abaqus. Zahvaljujem se tudi svoji druţini, za razumevanje in spodbude.

3 1 UVOD Predstavitev problema Cilji specialističnega dela Pristop k reševanju naloge OPIS VOZILA Tehnični podatki vozila Shematski prikaz avtobusa s podatki TEORETIČNE OSNOVE DIMENZIONIRANJA NA ŽIVLJENJSKO DOBO Kriteriji dimenzioniranja na ţivljenjsko dobo Metode dimenzioniranja na ţivljenjsko dobo Vpliv srednje napetosti na dinamično trdnost Palmgren-Minnerjeva metoda Teoretične osnove izbranih faktorjev pri določitvi ţivljenjske dobe DIMENZIONIRANJE NOSILCEV MOTORJA Izračun reakcij za nosilce Konstantne obremenitve nosilca motorja Določitev dinamičnih obremenitev na nosilcu Materialni podatki nosilca Določitev obremenitvenih primerov Določitev napetosti s programom ABAQUS Izračun srednje in amplitudne primerjalne napetosti za posamezne obremenitve I

4 4.8 Določitev ţivljenjske dobe za posamezne obremenitvene primere Prikaz obremenitvenega bloka po Palmgren Minnerjevi metodi z vsemi obremenitvenimi primeri ANALIZA REZULTATOV ZAKLJUČKI Doseţeni cilji Predlogi za nadaljnje delo II

5 ANALIZA DOBE TRAJANJA MOTORSKEGA NOSILCA ZA LETALIŠKI AVTOBUS Ključne besede: Letališki avtobus, nosilec motorja, kompresor klime in alternator, obremenitev, cikel, računalniška simulacija, metoda končnih elementov, ţivljenjska doba. UDK klasifikacija: POVZETEK Za naše vozilo je bila izbrana nekoliko močnejša klimatska naprava ter nekoliko spremenjen nagib motorja. Končna rešitev je bila potrjena s strani licenčnega partnerja in vozilo je bilo pripravljeno za prodajo. Po enem letu so se pričele pojavljati poškodbe na motorskem nosilcu, ki je obenem nosilec kompresorja klime. Glavni razlog za lomljenje nosilcev na dveh točno določenih mestih, je bila prevelika dinamična kombinirana obremenitev nosilca. Uporabljen je bil močnejši klima kompresor, spremenjen kot motorja ter nekvaliteten izdelek s strani dobavitelja. Zaradi nove zasnove motorskega prostora vključno z novim klima kompresorjem sem se odločil za popolnoma novo zasnovo motorskega nosilca. Pri tem sem uporabil dosedanje izkušnje, enak material S355, intuicijo, 3D računalniško modeliranje, metodo končnih elementov, napetostno metodo ter analitično Palmgren Minerjevo metodo za končno določitev dobe trajanja. Ker nisem imel možnosti, da bi praktično preizkusil obremenitvene cikle, sem jih določil teoretično s pomočjo izkušenj. Pri tem verjamem, da sem se zelo približal stanju, ki je blizu realnemu režimu vožnje. Na koncu izračuna se je pokazalo, da tako oblikovan nosilec motorja povsem ustreza zahtevam, ki bodo nastopile v praksi. Pri tem sem upošteval vse možne faktorje, ki slabijo dinamično trdnost nosilca, ter uporabil maksimalno možno število obremenitvenih ciklov z razlogom, da se lahko vozilo proda tudi letališču, ki ima slabšo infrastrukturo. III

6 FATIGUE ANALYSIS OF AN AIRPORT SHUTTLE ENGINE MOUNT Keywords: airport shuttle bus, engine mount, alternator and a/c compressor, loading cycle, computer simulation, finite element method, life expectancy. UDK: SUMMARY A somewhat stronger air conditioner and a slightly different engine inclination were chosen for the vehicle. The final version was approved by a licensing partner and the vehicle was ready for sale. After a year of exploitation, an engine mount, which is an a/c compressor mount at the same time, showed its first damages. The main reason for the engine mounts to break in two specific places was the fact that the combined dynamic load was too high. This happened due to the use of a stronger a/c compressor and a product of a lower quality supplied by the provider. Due to the new engine space design together with a new a/c compressor, the author decided to design a completely new engine mount. In the process of design, he used his previous experience, the same material - S355, my intuition, 3D computer modelling, the finite element method, the stress method and the Palmgren-Miner method of fatigue life. Since the author did not have an opportunity to test the loading cycles empirically, he defined them theoretically based on his experience. In that, he believes, he came very close to the real driving regime. The final calculations showed that the new design of the engine mount thoroughly meets the practice-based requirements. Every possible factor, which could weaken the dynamic strength of the engine mount, was taken into consideration. The author applied a maximum number of loading cycles, since a vehicle could be used at the airport with a very poor infrastructure. IV

7 UPORABLJENI SIMBOLI amplitudna napetost trajna dinamična trdnost prva glavna napetost pri zunanjih obremenitvah - druga glavna napetost pri zunanjih obremenitvah - amplitudna napetost v ravnini 1 - amplitudna napetost v ravnini 2 - koeficient trdnosti pri utrujanju - trajna dinamična trdnost za čisto izmenično obremenitev (R= -1) srednja napetost primerjalna amplitudna napetost primerjalna srednja napetost - eksponent trdnosti pri utrujanju število nihajev obremenitve - število ponovitev periode - dejansko število nihajev enega cikla - natezna trdnost masa menjalnika - masa klima kompresorja - masa alternatorja - skupna masa sistema - teţišče sistema v x - smeri - teţišče sistema v y - smeri - teţišče sistema v z - smeri α - kotni pospešek V

8 ᵧ - masni vztrajnostni moment ὠ - kotna hitrost - moč sila dvojice sil - togost dušilnega elementa - pospešek - moment na kolesih - moment na motorju maksimal principal - minimal principal VI

9 UPORABLJENE KRATICE MKE - Metoda končnih elementov CAD - Computer Aided Design FEM - Finite Element Method HCF - High Cycle Fatigue LCF - Low Cycle Fatigue RNS - Ravninsko napetostno stanje FS - Fakulteta za strojništvo ISO - International Organisation for Standardization VII

10 1 UVOD 1.1 Predstavitev problema Bivša tovarna TAM v Mariboru je proizvajala avtobuse nekaj desetletij in je bila včasih največja zaposlovalka v štajerski regiji ter ena večjih tovarn na območju bivše Jugoslavije. Tukaj je nastal pravi razvojni center, ki je zaposloval skoraj 1000 ljudi. Z leti so se nabrale bogate izkušnje pri razvoju in proizvodnji vozil. Sredi 90-ih let prejšnjega stoletja je zaradi izgube trgov podjetje šlo v stečaj. Nastala je velikanska škoda, kajti v razvoj je bilo vloţenega veliko truda in znanja strokovnih ekip, ki so si nabirale izkušnje skozi vsa ta leta. Podjetje je razvijalo skoraj vse ključne komponente in jih tudi obvladovalo v lastni proizvodnji. Leta 2001 se je na ostankih bivšega velikana ustanovilo novo podjetje TVM, ki je prevzelo sloves podjetja in nadaljevalo proizvodnjo v manjši obliki. Razvoj je sicer bil ustanovljen, toda glavne komponente (motor MAN) so se večinoma kupovale. Tudi motorski nosilci so v glavnem bili prevzeti od proizvajalca motorja (MAN). Ker pa je razvoj narekoval drugačno postavitev motorja, so se morali nosilci prilagoditi tako, da se je spremenil kot in nagib nosilcev skupaj z motorjem. Od takrat dalje smo bili odvisni od teh sprememb in od dobaviteljev. Čez nekaj časa so se pričele pojavljati poškodbe na teh nosilcih (B3090 in letališki avtobus), zato sem se odločil, da enega glavnih nosilcev zasnujem sam in pri tem uporabim teoretično področje dimenzioniranja na ţivljenjsko dobo. Področje, ki ga pokrivam na delovnem mestu je vgradnja motorja in perifernih motorskih sistemov. Za razvoj letališkega avtobusa sem v prvi fazi uporabil ţe preverjene aplikacije iz nabora MAN-ovih sistemov, tudi motorskih nosilcev, saj gre za zelo podobne podatke, ki so osnova za dimenzioniranje nosilcev, kot sta moč motorja in masa vozila. Za naše vozilo je bila izbrana nekoliko močnejša klimatska naprava ter nekoliko spremenjen nagib motorja. Končna rešitev je bila potrjena s strani licenčnega partnerja tako, da je bilo vozilo pripravljeno za prodajo. Po letu dni eksploatacije so se pričele pojavljati poškodbe na motorskem nosilcu (slika 1.1), ki je obenem tudi nosilec kompresorja klime. 1

11 Slika 1.1: Poškodbe na nosilcu Zaradi spremembe licenčne pogodbe smo se za kupca iz Savdijske Arabije skupaj z njimi odločili, da bomo pričeli vgrajevati mercedesov motor. Ob enaki moči motorja, kot jo je imel motor-man, smo predvideli motorske nosilce, ki so bili enaki kot ţe uporabljeni. Torej material z enako natezno trdnostjo, enake debeline ter enakim številom in razporeditvijo ojačitvenih reber. Na novo smo torej morali zasnovati motorski nosilec s klima kompresorjem in ga uporabili tudi kot nosilec alternatorja. 1.2 Cilji specialističnega dela Z letališkim avtobusom sem dobil problem določevanja ţivljenjske dobe motorskega nosilca. Najprej sem uporabil ţe obstoječi nosilec, ki sem ga potem na novo zasnoval. Določil sem vse vrste obremenitev, ki jih mora ta nosilec prenašati. Vse te podatke sem vnesel v program ABAQUS, kjer mi je uspelo s pomočjo metode končnih elementov določiti napetosti na najbolj kritičnih mestih, za katere sem preračunal ţivljenjsko dobo. Vem, da prava določitev ţivljenjske dobe temelji na ugotovitvah iz praktičnih simulacij. Pri teh simulacijah uporabimo določene vzorce voţenj, ki se periodično ponavljajo. Pri meni to ni bilo mogoče, zato sem uporabil vse svoje znanje in določil tovrstne obremenitve iz izkušenj. Verjamem, da sem s tem zelo dobro ponazoril obnašanje nosilca v dejanskih razmerah. S tem specialističnim delom ţelim poudariti pomen in zdruţljivost znanstvenoinţenirskega pristopa za implementacijo z realnimi problemi v gospodarstvu, ki jih zelo potrebuje. Ţelim standardizirati ta pristop in povzeti vse tiste metode, ki so nujno potrebne 2

12 za analitični pristop k reševanju problemov. Na tem primeru sem ţelel določiti princip, kako k določenemu problemu pristopiti s strokovnim inţenirskim znanjem. Kot bo iz nadaljevanja razvidno, pri ostalih ţe preizkušenih nosilcih nisem uporabil analitičnega inţenirskega znanja, ker se mi to ni zdelo potrebno. Ostali nosilci, ki niso bili deleţni posebne obravnave v tem specialističnem delu, popolnoma odgovarjajo namenu vgradnje tako po ceni in funkciji. 1.3 Pristop k reševanju naloge Kaj je dobro upoštevati in kakšen pristop določiti pri takšni vrsti naloge in pri takšnem izračunu, sem strnil v naslednje skupine. Intiutivnost Tukaj sem uporabil pristop, da oblika sledi iz funkcije. Vsako snovanje izdelka sledi iz tega. Niso še našli programa, ki bi snoval namesto človeka. Za vse programe potrebujemo določene vhodne podatke. Najbolj pomembno je, da si določimo, katere obremenitve nastopajo in kje na katerem mestu na kakšen način se bo ta obremenitev sprostila. Moja teţnja je izdelati takšno obliko izdelka, kjer bodo napetosti karseda enakomerno razporejene po celotnem izdelku. Tukaj se pojavi sposobnost prenosa zamisli na papir oziroma izdelava konceptne skice. Ko to doseţemo, se pojavi ekonomski kriterij, ki določa izbiro materiala ter način izdelave. Pri tem mora osnovni koncept ostati enak in glede na to iščemo razpoloţljive načine izdelovanja. V poštev pridejo tisti izdelovalni postopki, ki glede na velikost serije zagotavljajo najmanjši izdelovalni strošek. To pomeni hkratno in sočasno načrtovanje proizvoda in načrtovanja postopkov za njegovo proizvodnjo v fazi koncepta (slika1.2). S tem doseţemo: višjo kakovost, krajši čas izdelka do trţišča ter niţjo ceno in optimirano proizvodnjo. To izpeljemo na naslednji način interakcije treh faktorjev: geometrije sestavnega dela (oblika in velikost), izbire materiala, in izbire primernega proizvodnega procesa. 3

13 Izbira oblike Izbira materiala Izbira proizvodnega procesa Slika 1.2: Sočasno izbiranje oblike, materiala in procesov Ko smo določili koncept oblike, materiala in izbire proizvodnega procesa nadaljujemo z detajlnejšim konstruiranjem, pri katerem pa ţe lahko določimo stroške (slika 1.3). Če se izkaţe da so ti stroški še preveliki, ponovno preučimo izbiro materiala, procesa ter obliko. V tej fazi navadno spreminjamo do 20% celotnega koncepta. Izbira izbira določitev Koncept materila procesa oblike stroški Slika 1.3: Vrstni red konstruiranja Izkustvenost Uporabil sem dosedanje oblike nosilcev našega partnerja MAN. Glede na podobno vrsto obremenitev in podobno funkcijo sem za izhodišče uporabil njihov koncept, razen za motorski nosilec in nosilec kompresorja klime. Uporabil sem tudi svoje dosedanje izkušnje iz avtobusnih programov lastnih znamk. 4

14 Inţenirski pristop Za celoten sistem motorskih nosilcev sem se odločil za kombinirani pristop, uporabo strokovnih tehničnih znanj ter uporabo povratnega inţeniringa. Uporaba izkustvenega inţeniringa Za motorske nosilce, razen za nosilec kompresorja klime, sem informativno izračunal napetost, ki nastopa v njih. Teh ne bom preračunal na ţivljenjsko dobo in ne bom izvedel optimizacije. Razlog je v tem, ker ti nosilci za takšne vrste obremenitve ţe obstajajo v MAN-u 15 let in smo jih uporabljali tudi v TVM. V času eksploatacije so ti nosilci prenesli vse obremenitve brez vidnih poškodb. Če se bo pokazalo, da so predimenzionirani, ne bom izvedel optimizacije, ker po izkušnjah in morebitni ABC-analizi optimizacija ne prinaša vidne koristi. Ta optimizacija spada v C-grupo, ki se je kot takšne ne optimira. Po nabavni vrednosti so ti trije nosilci skupaj vredni 300 evrov. Če to vrednost primerjamo z vrednostjo celotnega avtobusa, dobimo 0,0014 % vrednosti. Uporabljene metode podiplomskega dela Motorski nosilec s kompresorjem klime in alternatorjem je vreden 500 evrov, kar je tudi majhna vrednost. V primeru poškodbe pa stroški enormno narastejo (stroški popravila, izguba zaupanja pri kupcih). Torej je ta nosilec potrebno pravilno dimenzionirati. Zato sem uporabil teoretične, kot tudi metode računalniške simulacije: modeliranje nosilcev s pomočjo programa PRO-Engineer, statika (izračun teţišča), določitev vrste in velikosti obremenitvenih primerov (tehnična mehanika), uporaba metode končnih elementov s pomočjo programa ABAQUS, uporaba napetostne metode za določitev ţivljenjske dobe, uporaba Palmger-Minnerjeve metode za preračun skupne ţivljenjske dobe. 5

15 Uporaba faktorjev obremenitve Motorski nosilci pri svoji uporabi niso izpostavljeni idealnim razmeram, zato sem upošteval vse negativne situacije, ki lahko vplivajo na dinamično trdnost. Pri izračunu amplitudne napetosti sem uporabil dva faktorja, za katera sem menil, da bistveno zniţujeta dinamično trdnost, in sicer: Faktor korozije, ki sem ga določil iz strokovne literature [ ]. Faktor varjenja. Tega faktorja splošna strokovna literatura ni vsebovala. Ker smo imeli z varjenjem v preteklosti s strani dobaviteljev slabe izkušnje, sem se odločil, da ta faktor določim sam. Splošen opis tega problema sem dobil na internetu in sicer iz strokovne literature [ ]. Iz podatkov na njihovi strani sem si sestavil diagram, iz katerega sem dobil faktor. Podrobnejši opis teh faktorjev je naveden v poglavju

16 2.0 OPIS VOZILA Letališki avtobus Tovarne vozil Maribor s komercialnim imenom Vivair je zasnovan za prevoz potnikov od letala do letališkega terminala. Zaradi potrebe po prevozu večjega števila potnikov sta popolnoma ločena vozniški in potniški prostor. Vozniški prostor zajema tudi motorski prostor in vse sisteme za pogon avtobusa. Tako smo pridobili velik potniški prostor v nizkopodni izvedbi. Višina praga je zelo nizka zaradi laţjega vstopanja in izstopanja potnikov. Po potrebi se lahko višina poda regulira od mm. Za hitrejše izstopanje in vstopanje je potniški prostor opremljen v podaljšani verziji s šestimi vrati. Nameščenih je tudi 6 sedeţev za ljudi, ki teţko stojijo. Po celotni kabini so drţala za roke in cevi za oprijem. Avtobus je v celoti podvrţen standardom, ki veljajo za vozila na letališčih, IATA standard (AHM ). Vozilo ni homologirano za voţnjo po standardnih cestah tudi zato, ker je zaradi kapacitete široko 3,25 m. Ima avtomatski menjalnik in zaradi varnosti ne preseţe elektronsko omejene hitrosti 40 km/h. V največji izvedbi lahko potniški prostor sprejme do 136 potnikov. Na strehi ima nameščeno opozorilno utripajočo luč za boljšo vidnost iz letal, ki se premikajo po terminalskem prostoru. Bolje ga lahko vidijo tudi kontrolorji letenja (Slika 2.1). Slika 2.1: Letališki avtobus VIVAIR 1431 LF 7

17 2.1 Tehnični podatki vozila Motor Mercedes (slika 2.2): Euro 3, Moč: 162 2,400 rpm. Razporeditev ciliondrov: 6 cilindrov, navpično vrstni, Vrtina/Gib 108/125 mm, Prostornina 6871 cm3, Moment: 850 1,450 rpm, Kompresijsko razmerje: 18:1. Navpični, vgradnja spredaj, vodno hlajeni, štiritaktni dieselski motor z direktnim vbrizgom, turbo polnilnik na izpušne pline s hladilnikom vmesnega zraka. Elektronski vbrizg (EDC). Nizko hrupen; hladilnik olja, integriran v centralni mazalni sistem. Slika 2.2: Motor Mercedes Benz Menjalnik ZF 4HP 502: (6-hitrostni, 2-hitrosti elektronsko blokirane). Avtomatski menjalnik z integriranim retarderjem. Hladilni sistem: Hladilnik pred motorjem. Termostatsko kontrolirana temparatura hladilne tekočine. Viskozna sklopka, gnana z jermenom. Vhod zraka v motor: Vstopni sistem: Zračni filter s sušilnikom zraka in vakuumskim indikatorjem. Zadnja os: NEOPLAN-ova os s KESSLER LO z 81 kolesnimi pesti. Neodvisno vzmetenje. Prednja os: KESSLER LT 51 PL 377. S planetnim pogonom, s prestavnim razmerjem Vzmetenje: Z ECAS kontrolirano zračno vzmetenje s»kneeling«napravo na obeh oseh in obeh straneh. Zračni mehovi FA 2, RA 2; amortizerji FA2, RA2; nivo ventili FA2, RA 2. 8

18 Platišča/Gume: Jeklena platišča, velikosti x 22.5 ET100. (9.00 x 22.5 ET108). Štiri gume, velikosti 425/65 R22.5. (315/80 R22.5) (za 1231L in 1431L). Krmiljenje: Hidravlični volan z dodatno hidravlično enoto. Model ZF 8098, 4-kraki volan, premera 450 mm. Volan nastavljiv po višini in nagibu. Zavorni sistem: Zavore na (prednji/zadnji osi): Dvokroţni zavorni sistem s simplex bobnastimi zavorami. Delovna zavora se aktivira preko opne v cilindrih. Zavorni sistem je skladen z direktivami EU in ECE. Pomoţna in parkirna zavora: pomoţna zavora deluje preko vzmetnega akumulatorja na delovno zavoro zadnje osi. Parkirna zavora: parkirna zavora deluje z reduciranim zračnim tlakom na delovno zavoro zadnje osi. Delovne zavore so opremljene z brezazbestnimi zavornimi oblogami. Zračni zavorni sistem: Zobniško gnan 2-cilindrični batni kompresor z vodno hlajeno glavo. Izhodni tlak zraka 10 barov (8 barov za zavorni sistem). Sušilec zraka z dvojnim vloţkom; gorivo: 190 litrski tank; opcija: separator vode. Okvir/gradnja: Samonosni okvir-nizkopodna gradnja, zvarjena iz svetlo vlečenih kvadratnih profilov kvalitete (M22)-kvaliteta (značilna za izdelavo gospodarskih vozil). Elektrostatična antikorozijska zaščita. Dno dodatno zaščiteno. Klimatska naprava: Sütrak Carrier klimatska naprava z enoto jermenski pogon. AC738, 1 kompresor, Električni sistem: Napetost 24V, Alternatorji: standard 1 x 28V/140A, A/C bus 1 x 28V/140A + 1 x 28V/180A, akumulator brez vzdrţevanja 2x12V/200Ah: glavno stikalo alternatorja, avtomatska varovalka, moţnost varovalnega izklopa. Svetlobni sistem spredaj z 2 kratkima snopoma, 4 halogenske ţarnice z dolgimi snopi in 2 luči za meglenke. Hupa z zvočnim signalom za vzvratno voţnjo. Instrumenti / Merilne naprave: Nova ergonomsko oblikovana armaturna plošča. Elektronski tahograf. Glavne kontrolne luči s prikazovalnikom. Stanje tlaka v zračnih rezervoarjih. Prikazovalnik rezerve goriva, temperatura hladilne tekočine in oljnega tlaka. Radio, notranji zvočni sistem z mikrofonom; 9

19 Opcija: radijski sistem; kamera za vzvratno voţnjo z LCD-prikazovalnikom; sopotnikov sedeţ na posebno zahtevo. 2.2 Shematski prikaz avtobusa s podatki Preglednica 2.1: Dimenzije in teţe letališkega avtobusa MB 1431 LF 10

20 3.0 TEORETIČNE OSNOVE DIMENZIONIRANJA NA ŽIVLJENSKO DOBO 3.1 Kriteriji dimenzioniranja na ţivljenjsko dobo Pri dimenzioniranju strojnih delov in konstrukcij uporabljamo pri določevanju ţivljenjske dobe štiri kriterije [ ]:» Infinite-Life DesignSafe-Life DesignFail-Safe DesigDamage-Tolerant DesignInfinite-Life-Design«je najstarejši kriterij dimenzioniranja na dobo trajanja in temelji na Wöhlerjevi krivulji dinamične trdnosti. Po tem kriteriju mora strojni del varno obratovati»neskončno«ţivljenjsko dobo, kar praktično pomeni, da mora doseči vsaj mejno število nihajev (za večino kovinskih gradiv je nihajev obremenitve).»safe-life Design«je kriterij, po katerem dimenzioniramo strojne dele in konstrukcije na vnaprej predvideno (končno) dobo trajanja.»fail-safe Desig«je kriterij, po katerem se v posameznih elementih konstrukcijskega sklopa ali konstrukcije po določenem obratovalnem času sicer lahko pojavijo utrujenostne razpoke, vendar le-te ne vodijo do porušitve oziroma bistveno zmanjšane funkcionalnosti celotnega sistema. Kriterij»Damage-Tolerant Design«temelji na predpostavki, da so v posameznih elementih konstrukcijskega sklopa ali konstrukcije ţe prisotne napake (razpoke), nastale zaradi mehanske ali toplotne obdelave, morebitnih občasnih obremenitev, utrujanja gradiva ali drugih vzrokov. 11

21 3.2 Metode dimenzioniranja na ţivljenjsko dobo Pri dimenzioniranju strojnih delov in konstrukcij na dobo trajanja po različnih kriterijih uporabljamo različne metode dimenzioniranja iz strokovne literature [ ]: Napetostno metodo ( uporabljena v predloţenem delu) Deformacijsko metodo Mehaniko loma Napetostna metoda Napetostna metoda (ang. Stress method), ki je uporabljena v našem delu, je najstarejša in v tehniški praksi še vedno najpogosteje uporabljena metoda za dimenzioniranje dinamično obremenjenih strojnih delov in konstrukcij. Metoda temelji na Wöhlerjevi krivulji dinamične trdnosti gradiva in jo uporabljamo predvsem takrat, kadar so napetosti v elastičnem območju. V osnovi je namenjena za dimenzioniranje na trajno trdnost po kriteriju Infinite-Live Design. Ob predpostavki, da so napetosti preteţno v elastičnem območju, pa lahko napetostno metodo uporabimo tudi za dimenzioniranje po kriteriju Safe-Life Design, pri katerem iz Wöhlerjeve krivulje določimo število nihajev obremenitve N, ki jih bo strojni del brez poškodb vzdrţeval pri določeni obremenitvi Ϭ. Ker metoda temelji na Wöhlerjevi krivulji dinamične trdnosti gradiva, ima naslednje značilnosti: napetosti so preteţno v elastičnem območju, predvidena je razmeroma dolga doba trajanja strojnega dela (običajno več kot nihajev obremenitve; območje visokocikličnega utrujanja ali HCF), postopek dimenzioniranja je osredotočen na končno poškodbo (zlom) in ne na iniciniranje in širjenje utrujenostnih razpok. Za določevanje dinamične trdnosti gradiv se najpogosteje uporablja rotirajoči upogibni preskušanec. Rezultate poskusov prikaţemo z Wöhlerjevo krivuljo v diagramu Ϭ - N, v katerem na ordinato nanašamo amplitudno napetost Ϭ in na absciso število nihajev 12

22 obremenitve N do zloma preskušanca. Če uporabimo logaritemsko skalo na obeh koordinatnih oseh, ima Wöhlerjeva krivulja v posameznih odsekih pribliţno linearni potek. log a Napetostna metoda ' f nagib "b" sr = 0 0,5 statična trdnost N S časovna trdnost N N D trajna trdnost log N D0 Slika 3.1: Wöhlerjeva krivulja v diagramu Trajna dinamična trdnost (ang. Fatigue limit) je definirana kot največja amplitudna napetost, ki jo rotirajoči upogibni preizkušanec vzdrţi neomejeno število nihajev (Wöhlerjeva krivulja preide v horizontalno lego). Mejno število nihajev, pri katerem doseţemo trajno dinamično trdnost, je za večino ţeleznih gradiv med in nihajev. Nekatera neţelezna gradiva (npr. aluminij) in nerjavna jekla nimajo jasno izraţenega mejnega števila nihajev, tako da je Wöhlerjeva krivulja tudi v območju trajne trdnosti blago padajoča slika 3.1. V tem primeru je trajna dinamična trdnost (ang. Fatique limit) definirana kot največja amplitudna napetost, ki jo rotirajoči upogibni preskušanec vzdrţi vnaprej določeno število nihajev (običajno med in ). V območju časovne trdnosti velja Basquinova enačba: ( ) ( ) (3.1) [ ] koeficient trdnosti pri utrujanju eksponent trdnosti pri utrujanju [ ] napetost število nihajev 13

23 Deformacijska metoda Deformacijska metoda (ε N) je novejša metoda dimenzioniranja dinamično obremenjenih strojnih delov in konstrukcij. Njena osnovna značilnost je, da upošteva lokalno deformacijsko polje ob kritičnih prerezih strojnih delov (razni prehodi, zaokroţitve, prehodne luknje it.), kjer je verjetnost iniciniranja utrujenostnih razpok zaradi zareznega učinka največja. Ob poznavanju nekaterih materialnih parametrov in cikličnih deformacij v kritičnih prerezih strojnih delov in konstrukcij (običajno jih določimo eksperimentalno z merilnimi lističi ali numerično z metodo končnih elementov), lahko z deformacijsko metodo določimo število nihajev obremenitve do pojava začetnih makrorazpok, reda velikosti 0,25 do 5 mm (odvisno od velikosti strojnega dela oziroma konstrukcije). Deformacijsko metodo uporabljamo predvsem pri dimenzioniranju na ţivljenjsko dobo po kriteriju Safe-Life Design, še posebej, kadar je obnašanje gradiva v kritičnih prerezih elasto-plastično. Če so doformacije v kritičnih prerezih preteţno elastične, je deformacijska metoda primerna tudi za dimenzioniranje po kriteriju Infinite-Life Design. Metoda temelji na poznavanju cikličnih deformacij v kritičnih prerezih strojnih delov in konstrukcij ter ima naslednje značilnosti: napetosti oz. deformacije so lahko v elastičnem ali plastičnem območju, predvidena je krajša doba trajanja strojnega dela (običajno manj kot nihajev obremenitve; območje nizkocikličnega utrujanja ali ( LCF Low Cycle Fatigue ), postopek dimenzioniranja je osredotočen na iniciniranju utrujenostnih razpok. Mehanika loma Mehanika loma je veda, ki se ukvarja z obratovalno trdnostjo strojnih delov in konstrukcij ob prisotnosti razpok. V smislu dimenzioniranja na ţivljenjsko dobo je še posebej pomembna teorija širjenja utrujenostnih razpok, ki je sestavni del mehanike loma. Če je napetostno polje v okolici razpoke preteţno linearno elastično, kar je pri širjenju utrujenostnih razpok pogosto, temelji teorija širjenja razpok na medsebojni odvisnosti hitrosti širjenja razpoke ter razpona faktorja intenzivnosti napetosti Δ. Na osnovi te odvisnosti lahko ob poznavanju nekaterih materialnih parametrov določimo obratovalni čas (število nihajev obremenitve ), v katerem se razpoka razširi od začetne do kritične dolţine, ko nastopi zlom elementa. 14

24 Teoretična in praktična izhodišča mehanike loma uporabljamo pri dimenzioniranje na dobo trajanja po kriterijih Fail-Safe Design in Damage-Tolerant Design. 3.3 Vpliv srednje napetosti na dinamično trdnost Dinamične trdnosti so najmanjše pri čistih izmeničnih obremenitvah, ko je in oziroma Z večanjem razmerja R in hkrati srednje napetosti se dinamične trdnosti gradiva povečujejo. Amplitudna trdnost je največja pri čisti izmenični obremenitvi ( ), nakar se z večanjem srednje napetosti manjša. Pri je amplitudna trdnost enaka nič ( ). Če za vse vmesne primere predpostavimo linearno odvisnost med, le to prikaţemo z Goodmanovo premico, ki daje zadovoljive rezultate za gradiva z majhno duktilnostjo, to je za visokotrdnostna jekla. Pri ţilavih gradivih je odvisnost med nelinearna in jo prikaţemo z Gerberjevo parabolo. Obe odvisnosti lahko prikaţemo v Haighovem diagramu na sliki 3.2. Slika 3.2: Haighov diagram a.) za mejno število nihajev b.) za poljubno število nihajev N Goodmanovo premico in Gerberjevo parabolo lahko prikaţemo v matematični obliki : * ( ) + (3.2) 15

25 x exponent x=1 za Goodmanovo premico x=2 za Gerberjevo parabolo 3.4 Palmgren-Minnerjeva metoda To metodo uporabljamo, ko je strojni del obremenjen z različnimi dinamičnimi obremenitvami in tudi z različnimi srednjimi napetostmi. Če opazujemo realni obremenitveni spekter, ne moremo najti ustrezne matematične formulacije, zato metoda izhaja iz poenostavljenega obremenitvenega bloka, ki ga razdelimo na več časovnih intervalov s konstantno srednjo in amplitudno napetostjo (slika 3.3). Slika 3.3: Palmgren - Minnerjeva metoda pri spreminjajoči se izmenični obremenitvi a) dejanska obremenitev, b) poenostavljen obremenitveni blok c) diagram Pri poenostavljenem obremenitvenem spektru le tega razdelimo na časovne intervale s konstantnimi amplitudnimi napetostmi predpostavljena čista izmenična obremenitev. Za vse tri intervale je, število mejnih nihajev pa dobimo iz Wöhlerjeve krivulje, glede na posamezne pri katerih se bo preizkušanec zlomil. Za posamezen interval poznamo dejansko število nihajev vse intervale zdruţimo v formuli, dobimo kolikšen deleţ pripomore posamezen interval h končni poškodbi ( ).Vsota vseh deleţev v posameznih intervalih je 1.. Če (3.3) 16

26 - dejansko število nihajev v posameznem intervalu - število nihajev obremenitve, pri katerih se bo preizkušanec zlomil Enačba je teoretična, ker ne zajema dodatnih vplivov na dinamično trdnost (npr. zaporedje večja-manjša obremenitev in obratno), zato uporabljamo korigirano enačbo: (3.4) K empirična konstanta V realnih obratovalnih razmerah se ti obremenitveni bloki večkrat ponovijo s številom obremenitvenega bloka ( ) (3.5) število ponovitev obremenitvenega bloka Obremenitveni blok lahko sestoji tudi iz sprejemljivih dinamičnih obremenitev, pri katerih so srednje napetosti v posameznih časovnih intervalih različne od nič ( ), slika 3.4. a.) b.) Slika 3.4. [ ] a.) Palmgren-Minnerjeva metoda z različnimi srednjimi napetostmi b.) Wöhlerjeva krivulja za različne amplitudne napetost 17

27 Pri obremenitvenem bloku s srednjimi napetostmi uporabimo za določevanje mejnega števila nihajev amplitudne napetosti, ki jih dobimo s pomočjo Goodmanove enačbe: ( ) (3.6) [ ] srednja napetost [ ] natezna trdnost [ ] amplitudna trdnost pri [ ] amplitudna trdnost pri Na sliki 3.4 b so prikazane amplitudne napetosti, ki jih dobimo s pomočjo enačbe ( ). 3.5 Teoretične osnove izbranih faktorjev pri določitvi ţivljenjske dobe Faktor korozije Vsak strojni del je izpostavljen koroziji, ne glede na to kje se nahaja. Če korozivno plast odstranimo in površine ne zaščitimo, korozija napreduje v notranjost strojnega dela. Le to bistveno vpliva na dinamično trdnost materiala. Torej nastopi lahko tudi lokalna korozija prav tam, kjer je strojni del najbolj obremenjen. Takšno korozijo povzročajo elektrokemične reakcije, kadar sta dve kovini z različnima elektrokemičnima potencialoma v stiku s prevodnikom. V splošnem povzroča korozija nastanek majhnih jamic na površini strojnih delov, ki kot zareze ali razpoke vplivajo na zmanjšanje dinamične trdnosti strojnega dela. Vpliv korozije je odvisen predvsem od okoliškega medija. V našem primeru je motorski nosilec sicer zaščiten s klasično barvo RAL 7015, ampak je podvrţen vsem vremenskim razmeram od vročine, mraza, vode in soli. Čez določeno obdobje bodo tresljaji povzročili odstopanje barve in s tem omogočili moţnost za nastanek korozije. Vpliv korozije na dinamično trdnost določa tudi mejno število nihajev. Čim večje je to število, tem večji vpliv ima korozija na dinamično trdnost materiala slika

28 Slika 3.5: Vpliv korozije na amplitudno trdnost materiala v odvisnosti od medija [ ]. Faktor koncentracije napetosti - faktor varjenja Pri ostrih prehodih in pri zvarih program ABAQUS ţe upošteva koncentracije napetosti tako, da posebej tega faktorja ni potrebno upoštevati. Ne zajame pa razlik pri koncentracijah napetostih, če primerjamo dobro in slabo izveden zvar. Pri slabo izvedenem zvaru je koncentracija napetosti veliko višja, kot jo uspe upoštevati sam program ABAQUS. Splošno Varjenje dinamično obremenjenih konstrukcij ima velik vpliv na trajno dinamično trdnost [ ]. Za porušitev zvarnega spoja je ključen nastanek razpoke na prehodu zvara v osnovni material. Nosilnost zvarnega spoja je torej odvisna od dinamične trdnosti materiala na tem prehodu (slika 3.6). Slika 3.6: Vpliv prehoda zvara na dinamično trdnost [ ] 19

29 Gre predvsem za kvaliteto zvarnega spoja. Če je ta izveden tako, da je najmanj zaostalih napetosti ter, da zvar nima prevelikega zrna glede na osnovni material, to posledično vpliva na koncentracijo napetosti med varkom in osnovnim materialom. Nastanek razpok zaradi utrujenosti materiala je odvisen od termično najvplivnejšega varka in od količine vnešene toplote. To je takrat, kadar je bil material nazadnje popolnoma avsteniziran ter tako prekristaliziran. Pri večjih vnosih toplote traja ogretost materiala dalj časa kot pri manjših, zrno pa raste le pri temparaturah, ki so blizu tališča materiala. Za trajno dinamično trdnost materiala na prehodu je najvplivnejši zadnji varek, ki vpliva na končno mikrostrukturo TVP. Trajna dinamična trdnost je pri manjših večja kot pri večjih slika 3.7. Slika 3.7: Vpliv časa vnesene toplote na statično in dinamično trdnost zvarnega spoja[ ] Za merjenje trajne dinamične trdnosti zvarnih spojev nam je v veliko pomoč linearna odvisnost od statične trdnosti. Ocenitev dinamične nosilnosti je mogoča kar na osnovi merjenja trdote materiala na prehodu temena vara v osnovni material. Razmerje statične in dinamične trdnosti na TVP (toplotno vplivano področje) ob črti taljena prikazuje slika 3.8. Slika 3.8: Razmerje statične in dinamične trdnosti na TVP 20

30 Na zvarnem spoju je pomembna tudi smer obremenitve. Če je zvarni spoj izpostavljen vzdolţni obremenitvi, za 25% bolje prenaša dinamične obremenitve, kot če je obremenjen prečno (slika 3.9). Slika 3.9: Vpliv smeri obremenitve na zvarni spoj [ ] Zvarjeni spoji so navadno bolj izpostavljeni utrujenosti in praktično sam zvarni spoj določi dobo trajanja celotne konstrukcije. Dejavniki, ki vplivajo na niţjo dinamično trdnost zvarnega spoja so [ ]: 1. Koncentracija napetosti. Pri samem zvarnem spoju je lahko koncentracija napetosti nekajkrat večja kot napetost v normalnem delu konstrukcije (slika 3.10). Slika 3.10: Koncentracija napetosti v zvaru 21

31 2. Napake, ki se pojavijo okoli zvarnega spoja. Te jamice pospešujejo nastanek utrujenostnih razpok (slika 3.11). Slika 3.11: Nepravilnosti v zvaru 3. Sami zvari zvišujejo notranje natezne napetosti predvsem tam, kjer zvarni spoj meji na osnovni material (slika 3.12). Slika 3.12: Korelacija zunanjih obremenitev in napetosti v zvaru Pri preprečevanju nastanka utrujenostnih razpok lahko z nekaterimi metodami izboljšamo dinamično trdnost. Pri uporabi teh metod je pomembno, da lahko veliko bolj izboljšamo dinamično trdnost kot pa statično trdnost zvara (slika 3.13). 22

32 Slika 3.13: Izboljšanje dinamične trdnosti zvara proti statični trdnosti Določitev faktorja, ki upošteva nekvalitetne zvare To je bila pri tej nalogi kar zahtevna naloga, ker sem upošteval razmerja med maksimalno dobrim in zelo slabim zvarom. Ta razmerja sem potem moral upoštevati pri logaritemsko naraščajočemu številu ciklov na horizontali (slika 3.15). Število ciklov pri dinamični obremenitvi ima največji vpliv na trdnost zvarnega spoja. Nizko kvalitetni zvarni spoj, ki smo mu namenili določen čas trajanja nihajev, je lahko obremenjen z napetostjo 100 MPa, na drugi strani pa je za ciklov dovoljena obremenitev z 280 MPa. Slika 3.14: Primerjava napetosti in ciklov med kvalitetnim in nekvalitetnim zvarom [ ] 23

33 Pri določitvi faktorja varjenja sem uporabil diagram na sliki 3.14, in nato izdelal diagram na sliki 3.15, kjer sem pri posameznih nihajih N (ki trajajo do poškodbe) označil napetost pri visokokakovostnem in pri nizkokakovostnem zvaru. Ta razmerja / sem vnesel na ordinatno skalo v normalnem razmerju, na abciso pa število nihajev v logaritemskem zaporedju. Dobil sem vrednosti, kolikor mi je osnovni diagram to dopuščal in sicer, 0,45 pri majhnem številu nihajev, ter 0,18 pri velikem številu nihajev. Te vrednosti veljajo za maksimalno dober zvar in maksimalno slab zvar. Uporaba faktorjev skrajnih vrednosti bi pripeljala do predimenzioniranosti ali poddimenzioniranosti konstrukcije. Iz izkušenj sem uporabil nekoliko povečan faktor glede na razmerja, ki sem jih dobil iz diagrama na sliki Slika 3.15: Dobljena razmerja med nekakovostnim in kakovostnim zvarom napetost koncentracije napetosti v slabem zvaru napetost koncentracije napetosti v dobrem zvaru Izbrane vrednosti za faktorje varjenja so prikazane v poglavju (4.8) 24

34 Trdnost celotne varjene konstrukcije določa trdnost zvarnega spoja kot najšibkejšega člena. Če v konstrukciji obstaja slab zvarni spoj za izboljšane dinamične trdnosti konstrukcije ne pomaga niti uporaba visokotrdnostnega jekla. Da lahko visokotrdnostno jeklo uporabimo v polni meri, za izboljšanje varjene konstrukcije upoštevamo štiri dejavnike, ki vplivajo na posamezne lastnosti zvara in so navedeni v preglednici 3.1. Preglednica 3.1: Dejavniki, ki vplivajo na lastnosti zvara Lastnosti zvara Dejavniki 1. Mehki prehod napetosti 2. Visoka kvaliteta zvara 3. Enakomerna porazdelitev napetosti vzdolţ zvara 4. Namestitev zvara v območju nizke napetosti Koncentracija Poškodbe Notranje napetosti napetosti zvara v zvaru x x x x x x x x x 25

35 4 DIMENZIONIRANJE NOSILCEV MOTORJA Slika 4.1 prikazuje vpetje motorja z motorskimi nosilci, slika 4.2 pa dispozicijo nosilcev v prostoru brez motorja. Slika 4.1: Nosilci in motor Slika 4.2: Nosilci v prostoru 26

36 Kot sem omenil, sem preračunal samo nosilec motorja in kompresorja klime. Ostalih motorskih nosilcev nisem posebej preračunal, ker so med uporabo povsem zadovoljili zahtevam. Dispozicija teh nosilcev v prostoru je prikazana na sliki 4.3. Slika 4.3: Razporeditev (ţe preizkušenih) nosilcev v prostoru 27

37 4.1 Izračun reakcij za nosilce Najprej sem analitično izračunal pozicijo teţišča, potem sem ta podatek in podatek o poloţaju reakcij vnesel v program ABAQUS, iz katerega sem dobil reakcije v podporah. Izračun teţišča za sistem Motor-Menjalnik 356 kg (z oljem) masa menjalnika 35 kg masa kompresorja = 20 kg masa alternatorja = 573 kg (s tekočinami) masa motorja = 984 kg skupna masa sistema Teţišče sistema v x smeri : Tax. m Tsx a Tkxm. k Tmx. m m s m Tzfx. m zf (4.1) ( ) teţišče sistema ( ) teţišče alternatorja ( ) teţišče kompresorja ( ) teţišče motorja ( ) teţišče menjalnika 553, , , ,5_ mm 984 Teţišče sistema v y smeri : Tay. m Tsy a Tkym. k Tmy. m m s m Tzfx. m zf (4.2) 1021, , , ,6 _ mm 984 Teţišče sistema v z smeri : 28

38 Taz. m Tsz a Tkz. m k Tmz. m m s m Tzfz. m zf (4.3) , , ,1_ mm 984 Teţišče motorja sem vnesel v 3D-program za modeliranje PRO-engineer. Izdelal sem model motorja s točko, kjer delujejo sila teţe motorja in komponent, ter štiri mesta, kjer delujejo reakcije R1, R2, R3, R4. Reakcija, ki bo določala napetosti v nosilcu je R4. Nato sem izvedel prenos 3D-modela iz programa PRO-engineer v program ABAQUS, kjer sem določil mesto in velikost sile teţe in poloţaj reakcij. Po metodi končnih elementov sem dobil naslednje reakcijske sile ( glej preglednico 4.1). Slika 4.4: Numerični model motorja Preglednica 4.1: Reakcije, izračunane s pomočjo programa Abaqus Sila teţe [ ] Reakcija [ ] Reakcija [ ] Reakcija [ ] Reakcija [ ] 9840 N 2194 N 2628 N 2212 N 2880 N Za nadaljnji preračun nosilca sem upošteval silo reakcije 29

39 4.2 Konstantne obremenitve nosilca motorja Za določitev vhodnih podatkov sem uporabil tehnične podatke motorja, alternatorja klima kompresorja ter reţime voţnje, ki so ustaljeni za letališke avtobuse. Ti podatki so osnova za določitev sil, ki delujejo na nosilec. Prikaz vseh obremenitev na nosilcu Slika 4.5: Smeri in poloţaji obremenitev na nosilcu Preglednica 4.2: Masa in moč komponent, vgrajenih na nosilec Masa Moč Klima kompresor 25 kg 15 KW Alternator 8 kg 3 KW Napenjalec kompresorja in alternatorja / / Na nosilec so vgrajene komponente, ki ga s svojo teţo ali delovanjem dodatno obremenjujejo. Dispozicija komponent je prikazana na sliki 4.7, mase in moč komponent pa sta prikazana v preglednici

40 Slika 4.6: Prikaz komponent, ki so sestavljene z nosilcem Konstantna moč kompresorja klime in konstantni moment Moč: Podatki proizvajalca SÜTRAK P = 15 KW [ ] M L = 0,25 m Slika 4.7: Dispozicija sil in momenta na klima kompresorju 31

41 Izračun konstantnega momenta M: (4.4) ( ) kotni pospešek ( ) masni vztrajnostni moment Kotna hitrost: (4.5) [ ] kotna hitrost π ludolfovo število [ ] vrtilna hitrost Izračun kotne hitrosti Kotni pospešek: (4.6) [ ] kotni pospešek [ ] čas Izračun kotnega pospeška: Moment: (4.7) 32

42 [ ] moč Izračun momenta M : Sila, ki nastane zaradi momenta : (4.8) [ ] sila [ ] razdalja med silami Izračun sile, ki deluje na nosilec : Zagonski moment kompresorja klime Potrebno je vloţiti naslednjo energijo da doseţeno moč 15 KW v času Energija: (4.9) [ ] energija Energija, ki jo moramo vloţiti pri zagonu : 33

43 Masni vztrajnostni moment : (4.10) Izračun masnega vztrajnostnega momenta : Moment in sila, ki pri tem nastane: Konstantna moč alternatorja Alternator ima 100 A Napajalna napetost je 28 V Moč alternatorja je (4.11) [ ] električna napetost [ ] električni tok Z upoštevanjem izgub dobimo moč alternatorja 3 KW Sila prednapetja jermena za pogon kompresorja klime Sila prednapetja je 300 N Podatek dobljen iz seminarske naloge [ ]. 34

44 Sila prednapetja jermena za pogon kompresorja klime ter rezultirajoč moment na na kompresor klime, ki pri tem nastane(slika 4.8): A Točka A Točka B F = 300 B Slika 4.8: Dispozicija sil Moment okoli točke A: ( ) (4.12) Moment okoli točke B: (4.13) ( ) ( ) ( ) Izračun reakcije A v točki A: Izračun reakcije B v točki B: (4.14) Sila teţe kompresorja klime Iz prospekta proizvajalca BOCK [ ] ta znaša. 35

45 Sila prednapetja jermena za pogon alternatorja Ker sem uporabljen enak jermen kot za pogon kompresorja klime, dobimo enako silo prednapetja, torej 300 N. Sila napenjalnih jermenic Pridobljena je na podlagi izračuna iz potrebnega prednapetja jermena, ki je zahtevan iz predpisanega vrtilnega momenta alternatorja. Izračun se nahaja v strokovni literaturi [ ] 4.3 Določitev dinamičnih obremenitev na nosilcu Obremenitev prostega teka Prosti tek prav tako obremenjuje nosilec z majhnimi silami, ampak z velikimi frekvencami. V pomoč nam je bil preračun dušilnih elementov podjetja Contitech, kjer smo dobili za vsak posamezni element rezultate pomikov dušenja v vseh smereh. Slika 4.9: Dispozicija nosilcev Togost dušilnega elementa sem pridobil iz podatka podjetja Contitech, ki znaša za nosilec Hydro Mount V3200 A2. 36

46 Ker je poznana togost izbranih dušilnih elementov, smo lahko na podlagi diagrama pomikov v z-smeri določili silo, ki obremenjuje nosilec v času prostega teka. Slika 4.10: Frekvenčni razpon nosilca v vseh smereh Izračun sile, ki deluje v času enega nihaja na nosilec v času prostega teka sila na nosilec pri enem nihaju (4.15) [ ] togost dušilnega elementa [ ] pomik dušilnega elementa [ ] frekvenca motorja pri prostem teku Obremenitev pri voţnji čez luknje Voţnja čez luknje, ovire ali kanalete generira dodatne sunke na nosilec. Ti sunki niso zanemarljivi, če upoštevamo velik pojemek, ki pri tem nastane. Izračun sile, ki deluje na nosilec v času padca v luknjo: = sila, ki deluje na nosilec (4.16) [ ] masa motorja, ki obremenjuje nosilec [ ] pojemek vozila v smeri gravitacije zaradi voţnje čez luknjo na cestišču 37

47 pojemek (4.17) [ ] hitrost vozila [ ] čas padanja vozila v luknjo Dodatna konstantna obremenitev nosilca zaradi voţnje pri v = 40 km/h Iz voznega diagrama voţnje smo razbrali potrebno silo na kolesih iz seminarske naloge [ ]) ki omogoča konstantno voţnjo pri hitrosti 40 km/h. (podatek Izračun sile na nosilec, ki pri tem nastane: sila na nosilec pri enakomerni voţnji (4.18) [ ] reakcijski moment motorja [ ] radij od srednjice motorja do nosilca Izračun momenta na motorju: motorski moment (4.19) [ ] moment na kolesih skupna prestava Izračun skupne prestave: skupna prestava (4.20) prestava v pogonski premi prestava v motorju Izračun momenta na kolesih pri hitrosti moment na kolesih (4.21) 38

48 [ ] sila na kolesih [ ] dinamični radij kolesa (katalog Continental) Obremenitev nosilca pri pospeševanju Slika 4.11: Grafični prikaz obremenitve pri pospeševanju Pri pospeševanju je zaradi reakcije motorja nosilec obremenjen z maksimalnim momentom motorja (tehnični podatki za motor Mercedes Benz). Izračun sile, ki pri tem deluje na nosilec: reakcijski moment (4.22) sila na nosilec (4.23) [ ] razdalja med sredino motorja in nosilcem 39

49 4.4 Materialni podatki nosilca S 355 (TVM St 52) Oznaka po AISI 1038 normalizirano [ ] natezna trdnost [ ] meja plastičnosti [ ] koeficient trdnosti pri utrujanju eksponent trdnosti pri utrujanju [ ] elastični modul [ ] gostota materiala Poissonovo število Materialni podatki so povzeti iz strokovne literature [ ] [ ] Določitev obremenitvenih primerov Reţim voţnje definiran s cikli Reţim voţnje posledično generira obremenitvene cikle, ki sem jih upošteval pri obremenitvi nosilca. Cikli oziroma vrste obremenitev bi bilo najbolje določiti s praktičnim preizkusom voţenj. Zaradi primanjkovanja časa in na koncu stečaja podjetja, le tega nisem mogel opraviti. Sem pa te obremenitve določil zaradi poznavanja moči motorja, mase vozila, vrste cestišča in reţimov voţenj, ki so značilni za srednje veliko letališče. Določitev teh je bila zahtevana in mislim, da sem jih dobro določil in se kar najbolje pribliţal dejanskemu stanju. Ker je bila ta določitev teoretična sem upošteval varnost, ki bi naj bilo zagotovilo, da se bodo rezultati izračuna obnesli tudi v eksploataciji. Statična obremenitev nosilca: Statično obremenitev nosilca ustvari: 1. Teţa motorja 2. Teţa in prednapetje kompresorja klime 3. Teţa alternatorja in prednapetje 4. Prednapetje napenjalne jermenice 40

50 Dinamični obremenitveni primeri: Obremenitveni primer 1 (prosti tek) Delovanje motorja, prosti tek : Med voţnjami po letališču avtobusi veliko stojijo s vklopljenim motorjem v prostem teku. Prosti tek je določen z n = 456, torej 7,6 Hz. Prosti tek deluje cca 5 ur na dan, kar znese : = nihajev/dan nihajev Obremenitveni primer 2 (pospeševanje) Pospeševanje vozila je 12 x/uro (od 1-3 prestave). Vsako pospeševanje traja 15 sekund Trajanje : 16 ur dnevno x 12 = 192 nihajev Obremenitveni primer 3 (zagon klima kompresorja) Zagon klima kompresorja. 1x /uro se klima kompresor vklopi (med voţnjami se v četrtini primerov avtobus ne ugasne) torej 12 x nihajev. Obremenitveni primer 4 (luknje) Ta cikel je odvisen od kvalitete asfalta posameznih letališč, kjer vozijo avtobusi. Odvisen je od lukenj na progi, od kanalet za deţ itd. Štiri krat / uro pri voţnji do letala in nazaj povozi avtobus luknjo torej 64x na dan. Dva nihaja sem odvzel in jih dodal k ciklu pospeševanja. dan (brez lukenj, ki sovpadajo s pospeševanjem) Obremenitveni primer 5 (luknje in pospeševanje) Pospeševanje v kombinaciji z luknjami na vozišču! Deset nihajev zaradi lukenj sovpadajo s pospeševanjem. dan. 41

51 Povzetek Po določitvi statičnih in dinamičnih obremenitev sem povzel vse podatke in te obremenil površino (slika 4.11). Slika 4.11: Poloţaj na nosilcu, kjer deluje glavna obremenitev Preden sem obremenitve prenesel v program ABAQUS za preračun napetosti, sem te sile preračunal na površinski tlak. Sile na nosilec delujejo kot sila na določeno površino, torej kot tlak izraţen z enoto (glej preglednico 4.3 in 4.4). Preglednica 4.3: Površinski tlaki statičnih obremenitvenih primerov, ki obremenjujejo nosilec (slika 4.11) Vrsta obremenitvenega primera Površinski tlaki statičnih obremenitvenih primerov [ ] Statična obremenitev vpetja 0,61 Srednja napetost pri voţnji 0,097 42

52 Preglednica 4.4: Površinski tlaki dinamičnih obremenitvenih primerov, ki obremenjujejo nosilec (slika 4.11) Vrsta obremenitvenega primera Površinski tlaki dinamičnih obremenitvenih primerov [ ] Pospeševanje 0,48 Zagon KK 0,29 (na sliki 4.5) Prosti tek 0,02 Luknje 4,8 Luknje in pospeševanje 5,3 4.6 Določitev napetosti s programom ABAQUS Nosilec kompresorja alternatorja in motorja je v našem primeru bil konstruiran s 3Dprogramom PRO-Engineer. Takšen geometrijski model direktno računalniško ne moremo obdelati, da ugotovimo napetosti, ampak 3D-model s končnico dokumenta (ASM) (slika 4.12) pretvorimo v splošen zapis»stp«datoteko, ki je univerzalen in lahko dostopen vsem 3D - programom. Slika 4.12: Geometrijski model nosilca 43

53 STP (step) dokument uvozimo v program ABAQUS, kjer nato ustvarimo numerični model (slika 4.13). Numerični model je izdelan s pomočjo volumenskih končnih elementov I. reda, (iz linearnih tetraedrov), ki povsem zadostijo potrebam naloge. Slika 4.13: Zamreţen numerični model motorskega nosilca Nosilec je na dveh mestih vpet vertikalno, na spodnjem delu pa horizontalno. Horizontalna podpora onemogoča večji torzijski odpornostni moment (slika 4.14). Slika 4.14: Robni pogoji vpetja nosilca 44

54 Ko sem obremenil nosilec, so se prikazala mesta največjih napetosti. Odločil sem se, da preučim mesto, kjer nastopa največja primerjalna napetost, kjer lahko najprej pride do porušitve nosilca (slika 4.15). Ta napetost znaša po Missesu 446,3 MPa. Napetosti v ravnini 2 (MinP) so večje kot v ravnini 1 (MaxP), zato so napetosti v tej točki tlačne. Slika 4.15: Obremenjen numerični model nosilca V točki največjih napetosti sem zbral podatke, ki jih je izračunal program ABAQUS z metodo končnih elementov (glej preglednici 4.5.,in 4.6) Preglednica 4.5: Napetosti statičnih obremenitvenih primerov Vrsta obremenitve Glavne napetosti v ravnini 1 Glavne napetosti v ravnini 2 [ ] [ ] Statična obremenitev vpetja teţe motorja 0,05-57,07 Srednja napetost pri voţnji 0,01-9,4 45

55 Preglednica 4.6: Napetosti dinamičnih obremenitvenih primerov Vrsta cikla Glavne napetosti v ravnini 1 Glavne napetosti v ravnini 2 [ ] [ ] Pospeševanje 0,04-45,38 Zagon KK 0,06-0,61 Luknje 0,39-432,64 Prosti tek 0,002-1,87 Luknje in pospeševanje 0,43-478, Izračun srednje in amplitudne primerjalne napetosti za posamezne obremenitve Kot je pokazala analiza po metodi končnih elementov, imamo večosno napetostno stanje. Kot je razvidno smo izbrali točko, kjer so prisotne največje napetosti. Pri dimenzioniranju večosno obremenjenih strojnih delov je potrebno z eno od porušitvenih hipotez najprej določiti ustrezno enoosno primerjalno napetost, ki ima enak učinek kot obravnavano večosno napetostno stanje. To storimo tako, da najprej določimo srednjo primerjalno in srednjo amplitudno napetost. Srednja primerjalna napetost Ker so napetosti v tretji osi minimalne, jih zanemarimo in računamo srednjo primerjalno napetost po enačbi, kjer dobimo ravninsko napetostno stanje (RNS) : [ ] srednja primerjalna napetost (4.24) [ ] srednja napetost v ravnini 1 [ ] srednja napetost v ravnini 2 46