Evolutie en ontwikkeling ABC V-16 motor

Universiteit Gent Faculteit Toegepaste Wetenschappen

Vakgroep Mechanica van Stroming, Warmte en Verbranding Voorzitter: Prof. ir. E. Dick

Evolutie en ontwikkeling ABC V-16 motor door Jo Van de Velde & Sofie Vanneste

Promotor: Prof. dr. ir. R. SIERENS Scriptiebegeleider: ir. T. BERCKMOES

Scriptie ingediend tot het behalen van de academische graad van burgerlijk werktuigkundig-elektrotechnisch ingenieur

Academiejaar 2003-2004

Universiteit Gent Faculteit Toegepaste Wetenschappen

Vakgroep Mechanica van Stroming, Warmte en Verbranding Voorzitter: Prof. ir. E. Dick

Evolutie en ontwikkeling ABC V-16 motor door Jo Van de Velde & Sofie Vanneste




Voorwoord

Voorwoord In onze scriptie hadden wij graag onze theoretisch kennis vertaald naar praktijktoepassingen, en daarom zochten we een scriptieonderwerp in de industrie. Vandaar dat wij heel enthousiast waren wanneer bleek dat ABC studenten zocht om hun thesis bij hen te maken. Na een eerste bezoek was reeds duidelijk dat dit het type onderwerp was dat wij zochten. Het feit dat het onderwerp niet mooi afgelijnd was, en dus eigenlijk alle richtingen kon uitgaan, was een uitdaging die deze scriptie een speciaal karakter geeft. Deze scriptie heeft ons een grote zin voor realiteit bijgebracht, want zoals uit deze scriptie blijkt, is de theorie meestal sterk verschillend van de praktijk.

Om deze scriptie tot een goed einde te brengen, konden wij steunen op de hulp van verschillende personen. Wij willen hiervoor van harte bedanken: •

onze promotor Prof. Dr. Ir. R. Sierens en de firma ABC voor het mogelijk maken van deze interessante scriptie

•

onze begeleider Ir. T. Berckmoes, technisch directeur van de firma ABC, voor zijn goede begeleiding

•

Ontwerper Wim De Volder voor zijn bereidwillige hulp zowel bij het verduidelijken van problemen, het verzamelen van gegevens en het zoeken naar oplossingen

•

alle andere werknemers van ABC voor het creëren van een aangename werkomgeving, met in het bijzonder Guy Van Pottelsberghe voor de begeleiding bij de proefstand en Jean Westerlinck voor het uitvoeren van de torsietrillingsberekeningen

•

Dr. Ir. P. De Baets voor zijn uitleg en kritische bedenkingen

•

Ir. W. Ost voor de hulp en uitleg bij verscheidene berekeningen

•

Het personeel van het labo vervoertechniek, in het bijzonder Rafaël De Jaegher voor het ter beschikking stellen van de meetapparatuur van het labo

Toelating tot bruikleen

Toelating tot bruikleen “De auteurs geven de toelating deze scriptie voor consultatie beschikbaar te stellen en delen van de scriptie te kopiëren voor persoonlijk gebruik. Elk ander gebruik valt onder de beperkingen van het auteursrecht, in het bijzonder met betrekking tot de verplichting de bron uitdrukkelijk te vermelden bij het aanhalen van resultaten uit deze scriptie. De gegevens met betrekking tot ABC zijn strikt confidentieel en mogen niet worden vermenigvuldigd en/of openbaar gemaakt worden zonder voorafgaande schriftelijke toestemming van ABC.” 28 mei 2004

Jo VAN DE VELDE

Sofie VANNESTE

Overzicht

Evolutie en ontwikkeling ABC V-16 motor door Jo Van de Velde Sofie Vanneste




Faculteit Toegepaste Wetenschappen Universiteit Gent

Vakgroep: Mechanica van Stroming, Warmte en Verbranding Voorzitter: Prof. ir. E. Dick

Overzicht

Samenvatting De firma ABC (Anglo Belgian Corporation), gevestigd in de Gentse kanaalzone, heeft als constructeur van motoren reeds vele jaren ervaring. Hun motoren, die vooral toegepast worden in de scheeps- en locomotiefbouw, maar ook in generatortoepassingen, zijn gekend voor hun degelijke en robuuste ontwerp en samenbouw. Onder impuls van de marktvraag naar grotere vermogens, werd het gamma uitgebreid van de 6 en 8 cilinder lijnmotoren, naar de V12 en de V16 motoren, die grotendeels volgens hetzelfde concept als de lijnmotoren ontworpen werden. Het ontwerp van deze V-motoren werd uitbesteed aan de Duitse firma FEV. Momenteel is de V12 in productie, en worden er tests gedaan op het prototype van de V16. Onze opdracht bestond erin oplossingen te zoeken voor de problemen die optraden bij het prototype van de V16, waarbij de vooropgestelde aanpassingen meestal ook bij de V12 werden uitgevoerd.

Trefwoorden V-motor Grondlagerbouten Drijfstang Turbolader Oliepomp Nokkenas

Inhoudstafel

Inhoudstafel Voorwoord Toelating tot bruikleen Overzicht Inhoudstafel Symbolenlijst

Hoofdstuk 1: Inleiding

p. 1

Hoofdstuk 2: Controle van de grondlager- en drijfstangbouten

p.7

DEEL A: Grondlagerbouten

p. 8

1. Inleiding

p. 8

2. Gegevens

p. 10

a. Bout b. Moer c. Motorblok d. Lagerkap 3. Berekening van de stijfheden

p. 11

3.1 Bout

p. 11

3.2 Samengedrukte delen

p. 12

4. Berekening van de boutbelasting

p. 13

4.1 Maximale lagerkrachten

p. 13

4.2 Controle van de dwarskrachten

p. 14

4.3 Totale axiale boutbelasting

p. 14

5. Controle van de spanningen 5.1 Controle van de axiale spanningen in de bout

p. 15 p. 15

5.2 Controle van de schuifspanning in de schroefdraad tussen bout en motorblok (afschuifzekerheid)

p. 16

5.3 Controle van de schuifspanning in de schroefdraad tussen bout en moer p. 20 6. Visuele controle van de schroefdraad

p. 21

7. Simulatie van het spanningsverloop met eindige elementen

p. 24

7.1 Resultaat voor m = 63 mm

p. 24

Inhoudstafel

7.2 Resultaat voor m = 72 mm 8. Algemeen besluit – DEEL A

p. 28 p. 31

DEEL B: Drijfstangbouten

p. 32

1. Inleiding

p. 32

2. Gegevens

p. 32

a. Bout b. Moer c. Drijfstang d. Lagerkap 3. Berekening van de stijfheden

p. 33

3.1 Bout

p. 33

3.2 Samengedrukte delen

p. 34

4. Berekening van de boutbelasting

p. 34

4.3 Totale axiale boutbelasting

p. 35

5. Controle van de spanningen 5.1 Controle van de axiale spanningen

p. 36 p. 36

5.2 Controle van de schuifspanning in de schroefdraad tussen bout en drijfstang (afschuifzekerheid)

p. 36

5.3 Controle van de schuifspanning in de schroefdraad tussen bout en moer p. 37 6. Algemeen besluit – DEEL B

Hoofdstuk 3: Controle boutspeling

p. 38

p. 39

1. Inleiding

p. 40

2. DIN-norm

p. 40

2.1 Gebruikte symbolen + betekenis

p. 40

2.2 DIN-norm voor M33x2

p. 41

2.3 DIN-norm voor M42x2

p. 41

3. Spelingen

p. 42

3.1 Productie

p. 42

3.2 Spelingen

p. 43

3.3 Dragende oppervlakte

p. 44

4. Besluit

p. 48

Inhoudstafel

Hoofdstuk 4: Drijfstanglager

p. 49

1. Inleiding

p. 50

2. Controle minimale filmdikte

p. 51

3. Aanpassing lagerschalen

p. 55

3.1 Behoud van originele lagerschalen

p. 55

3.2 Positionering

p. 58

a) Huidige situatie voor de V-motor

p. 59

b) Huidige situatie voor de lijnmotor

p. 60

c) Problemen wanneer de positionering bij de V-motor op een analoge manier gebeurt als bij de lijnmotor

p. 62

d) Nieuw probleem

p. 67

e) Lagerschalen

p. 67

4. Vervolg

Hoofdstuk 5: Turbolader

p. 68

p. 69

1. Inleiding

p. 70

2. KBB

p. 70

3. Oplossing

p. 72

3.1 Controle huidige temperaturen

p. 72

3.2 Aanpassing

p. 73

Hoofdstuk 6: Oliepomp

p. 76

1. Inleiding

p. 77

2. Aanpassing pomphuis

p. 79

3. Vermogensafname oliepomp

p. 80

3.1 Drukverliezen

p. 81

3.1.1 Drukverlies in de oliekoeler

p. 81

3.1.2 Drukverlies in de oliefilter

p. 81

3.1.3 Drukverlies in de regelklep

p. 82

3.1.4 Drukverlies in de leidingen

p. 83

Inhoudstafel

3.2 Vermogen opgenomen door de oliepomp

p. 85

3.3 Totaal opgenomen vermogen

p. 86

4. Controle van de spie

p. 88

4.1 Controle van de spie voor de rotortandwielen van de pomp

p. 90

4.2 Controle van de spie van het aandrijvende tandwiel

p. 91

4.3 Controle van de schuifspanning in de as ter hoogte van de kleine spie

p. 95

4.4 Controle van de vermoeiing van de kleine spie: stress method

p. 99

4.5 Spie: besluit 5. Controle van de bronzen lagerbussen van de oliepomp

p. 101 p. 102

5.1 Berekeningen

p. 102

5.2 Vastgelopen lagerbussen

p. 104

6. Controle van de verenkoppeling

p. 107

6.1 Bespreking van de resultaten van de torsietrillingsberekening

p. 108

6.2 Veerconstante, maximale spanning en montagetoestand

p. 109

6.3 Overdracht nominaal koppel

p. 111

6.4 Dynamische belasting

p. 113

7. Algemeen besluit

p. 117

Hoofdstuk 7: Nokkenas

p. 118

1. Inleiding

p. 119

2. De nokkenas: algemeen

p. 119

3. Krachtenmodel

p. 122

4. Defasering van de nokken

p. 125

5. Kracht op de inlaatnok

p. 128

6. Kracht op de uitlaatnok

p. 136

7. Kracht op de injectienok

p. 137

8. Defasering van de monoblokken

p. 139

9. Invloed van de tandwielen

p. 140

9.1 Opstelling

p. 140

9.2 Vermogensoverdracht

p. 141

9.3 Krachten op het nokkenaswiel

p. 142

9.4 Geprojecteerde lagerdruk

p. 144

10. Richtlager 10.1 Axiale kracht op het richtlager

p. 145 p. 145

Inhoudstafel

10.2 Aanpassen buitendiameter

p. 147

11. Lagerschalen

p. 148

12. Besluit

p. 150

Hoofdstuk 8: Metingen

p. 151

1. Drukverschil over de oliepomp

p. 152

1.1 V12 – oude oliepomp

p. 152

1.2 V16 – nieuwe oliepomp

p. 153

Hoofdstuk 9: Samenvatting

p. 154

Bijlagen

p. 157

Bijlage 1: Smeerfilmdikte drijfstanglager

p. 158

Bijlage 2: Ladingsverlies olieleidingen

p. 162

Bijlage 3: Berekening van de inerties en de stijfheid bij de verenkoppeling

p. 171

Bijlage 4: Torsietrillingsberekening

p. 175

Bijlage 5: Programma berekening nokkenaslagers

p. 215

Bijlage 6: Vindplaatsen van de invoergegevens van het programma

p. 227

Bijlage 7: Analyse van de bekomen output

p. 232

Bijlage 8: Inloopprogramma

p. 257

Referentielijst

Symbolenlijst

Symbolenlijst In deze lijst worden alle gebruikte symbolen in volgorde van voorkomen toegelicht. Algemeen: g E σYS YS TS n

ω

aardversnelling (9,81 m/s2) elasticiteitsmodulus vloeigrens vloeigrens treksterkte toerental hoeksnelheid

Hoofdstuk 2: Controle van de grondlager- en drijfstangbouten Rp FM + FSA d dk d2 d3 dsteel dg P H1 h3 B L LG1 LS LG2 LG,eff LS,eff

α

m kbout Aers kkap Fv F Ftot n m

µ

a Fax_per_bout

vloeispanning bedrijfsbelasting nominale diameter diameter van de ingeschreven cirkel aan de boutkop flankendiameter kerndiameter steeldiameter gatdiameter spoed hoogte van de schroefdraad draaddiepte breedte van de lagerkap klemlengte lengte van de schroefdraad tussen steel en motorblok lengte van de steel lengte van de schroefdraad tussen steel en moer effectieve lengte van de schroefdraad tussen steel en moer effectieve lengte van de steel halve flankhoek inschroefdiepte stijfheid van de bout vervangende doorsnede stijfheid van de samengedrukte delen voorspankracht kracht totale kracht aantal wrijvingsvlakken aantal bouten wrijvingscoëfficiënt veiligheidscoëfficiënt tegen glijden axiale kracht per bout

Symbolenlijst

β MG σ

σ vgl

A

τ τ toel

hoek tussen de richting van de belasting en de langse as van de drijfstang aanspankoppel spanning vergelijkingsspanning oppervlakte schuifspanning toelaatbare schuifspanning

Hoofdstuk 3: Controle boutspeling P D D2 D1 d d2 d3 AC OC

γ

2α m z

Spoed nominale diameter moer flankendiameter moer kerndiameter moer nominale diameter bout flankendiameter bout kerndiameter bout draaglengte hoogte van de schroefdraad hellingshoek flankhoek moerhoogte/inschroefdiepte aantal windingen

Hoofdstuk 4: Drijfstanglager h0_min

minimale smeerfilmdikte

Hoofdstuk 5: Turbolader Hoofdstuk 6: Oliepomp V Q D

ρ ν µ

∆h ζ

ψ

Re ∆p L

gemiddelde snelheid debiet diameter densiteit dynamische viscositeit kinematische viscositeit ladingsverlies in meter vloeistofkolom ladingsverliescoëfficiënt diameterverhouding bij plotse vernauwing Reynoldsgetal ladingsverlies in Pa lengte leiding

Symbolenlijst

λ R n K J θ P

ptoel Kt REN Sf

ladingsverliescoëfficiënt bochtstraal leiding coëfficiënt afhankelijk van ruwheid leiding constante van Manning hydraulisch ladingsverlies per meter hoek van bocht in leiding vermogen volumetrisch rendement mechanisch rendement toelaatbare vlaktedruk (MPa) technologische grootte-factor vloeigrens (MPa) veiligheidsfactor

p gem

gemiddelde vlaktedruk (MPa)

Ka M nom

Sm Sa Su Sy Sf’ Sf ∆p pomp

bedrijfsfactor nominaal koppel (Nm) hoeksnelheid (rad/s) lastverdelingsfactor diameter van de as dragende spiehoogte hoogte van de spie dragende spielengte lengte van de spie breedte van de spie aantal spieën correctie op draagvermogen bij meerdere spieën vermogen moment wisselmoment toerental hoeksnelheid polair weerstandsmoment schuifspanning op de omtrek van de (vervangende) as toelaatbare schuifspanning gemiddelde spanning spanningsamplitude treksterkte vloeigrens vermoeiingslimiet vermoeiingslimiet drukverschil over de oliepomp

A2TW F2TW Fbus Abus

geprojecteerde oppervlakte van de 2 rotortandwielen radiale kracht op de 2 tandwielen kracht per lagerbus geprojecteerde oppervlakte van 1 lagerbus

η volumetrisch η mechanisch

ω

Kλ d h’ h l’ l b n

ϕ

P M Mwissel n

ω

Wp

τ τ toel

Symbolenlijst

∆pbus a d LBL L0 Lv r ws D d k C τmax A* Ms Ftand ∆ Flos Fmeest Mwis Fwis ∆wis τwis τmin G n

vlaktedruk van 1 lagerbus versnelling (rad/s2) cilinderboring (mm) bloklengte van een veer lengte van een veer in vrije toestand lengte van een veer in gemonteerde toestand straal waarop de veren gemonteerd zijn statische indrukking veerdiameter draaddiameter veerconstante van een veer stijfheid van de verenkoppeling maximale schuifspanning in de veer ten gevolge van Ms of Ms + Mwis τmax wordt bekomen door F te delen door deze A* statisch moment op de verenkoppeling kracht per tand ten gevolge van Ms indrukking van de veer ten gevolge van Ms kracht waarbij de minst ingedrukte veer loskomt kracht op de meest ingedrukte veer wisselmoment op de verenkoppeling kracht tand ten gevolge van Mwis indrukking van de veer ten gevolge van Mwis schuifspanning in de veer ten gevolge van Mwis minimale schuifspanning in de veer glijdingsmodulus aantal werkzame windingen

Hoofdstuk 7: Nokkenas RA RB RAv RBv RAh RBh F1 F2 F3 L L1 L2 L3 F1v F2v F3v F1h F2h F3h

reactiekracht in het linker lager van het monoblok reactiekracht in het rechter lager van het monoblok reactiekracht in het linker lager van het monoblok, volgens Y-as reactiekracht in het rechter lager van het monoblok, volgens Y-as reactiekracht in het linker lager van het monoblok, volgens X-as reactiekracht in het rechter lager van het monoblok, volgens X-as kracht inwerkend op de inlaatnok kracht inwerkend op de injectienok kracht inwerkend op de uitlaatnok totale lengte van een monoblok afstand van inlaatnok tot het lager van het monoblok afstand van injectienok tot het lager van het monoblok afstand van uitlaatnok tot het lager van het monoblok kracht inwerkend op de inlaatnok, volgens Y-as kracht inwerkend op de injectienok, volgens Y-as kracht inwerkend op de uitlaatnok, volgens Y-as kracht inwerkend op de inlaatnok, volgens X-as kracht inwerkend op de injectienok, volgens X-as kracht inwerkend op de uitlaatnok, volgens X-as

Symbolenlijst

G s tan g

zwaartekracht ten gevolge van de klepstootstang

m s tan g

massa van de klepstootstang

Gklepdeel

zwaartekracht ten gevolge van de klepinrichting

mklepdeel

massa van de klepinrichting

Fa s tan g a

traagheidskracht tgv de klepstootstang nokversnelling van inlaat-/uitlaat- of injectienok

..

h (θ ) Fa klepdeel l0 l ∆ kin kuit Fveer kveer l1 en l2 x h (θ ) Fgas Ftegendruk Aturbodruk pturbo D d A p M tuimelinertie Fnok I h1 (θ ) h2 (θ ) h3 (θ )

α1 α2 α3

nokversnelling van inlaat-/uitlaat- of injectienok traagheidskracht tgv de klepinrichting vrije lengte van de klepveer lengte van de klepveer in gemonteerde toestand indrukking klepveer agv de voorspanning veerconstante van de inwendige klepveer veerconstante van de uitwendige klepveer veerkracht tgv de klepveren totale veerconstante van de inwendige en uitwendige klepveren lengtematen van de tuimelaar (zie figuur 7.9) veeruitwijking van inlaat- of uitlaatklepveren heffing van inlaat-/uitlaat- of injectienok gasdrukkracht op de inlaat- of uitlaatkleppen tegendrukkracht op de inlaat- of uitlaatkleppen agv turbodruk werkzame oppervlakte van de klep, waarop de turbodruk werkt tegendruk op de klep agv de turbolader diameter van de inlaat-/uitlaatklep steeldiameter van de inlaat-/uitlaatklep oppervlakte van de inlaat-/uitlaatklep differentiële gasdruk in de cilinder tijdens de inlaat-/uitlaatperiode moment van de tuimelaar, tgv zijn rotationele inertie totale kracht op de nok rotationele inertie van de tuimelaar heffing inlaatnok heffing injectienok heffing uitlaatnok

h1,0

drukhoek inlaatnok drukhoek injectienok drukhoek uitlaatnok excentriciteit van de inlaatvolger t.o.v de nokkenas excentriciteit van de injectievolger t.o.v de nokkenas excentriciteit van de uitlaatvolger t.o.v de nokkenas afstand tussen middelpunt inlaatvolger en nokkenas als h1 (θ ) = 0

h2,0

afstand tussen middelpunt injectievolger en nokkenas als h2 (θ ) =0

h3,0

afstand tussen middelpunt uitlaatvolger en nokkenas als h3 (θ ) =0

YB1 YB 2 YB 3

Symbolenlijst

Gonderdelen monderdelen Fa onderdelen Fveer 6 k6 Finjectie A1 p1 B1 B8 B2-B7 P3 P4 P5

ω4

n M nok ∆s F4T F4R F4 r4

α4

F4v F4h Aproject b d p geprojecteerd Ftotaal

β4

F4 a p4 A4 d buiten d binnen Fax_lijn pax_lijn Agewenst

zwaartekracht van de bewegende onderdelen van de injector massa van de bewegende onderdelen van de injector traagheidskracht van de bewegende onderdelen van de injector veerkracht ten gevolge van de stoterveer veerconstante van de stoterveer kracht ten gevolge van de injectiedruk werkende oppervlak van injectieplunjer injectiedruk cilinder van bank B, het dichtste bij de vliegwielzijde cilinder van bank B, het verste van de vliegwielzijde cilinders van bank B, liggende tussen B1 en B8 vermogen opgenomen door de nokkenas van bank A vermogen opgenomen door de nokkenas van bank B vermogen opgenomen door de snelheidsregelaar toerental van beide nokkenassen in rad/s toerental van de krukas moment op nok, veroorzaakt door nokkrachten F1,F2 en F3 loodrechte afstand tussen F en het middelpunt van de nok tangentiële kracht op nokkenastandwiel radiale kracht op nokkenastandwiel totale kracht overgedragen op het nokkenastandwiel straal van het nokkenastandwiel drukhoek van het nokkenastandwiel kracht overgebracht op nokkenastandwiel, volgens Y-as kracht overgebracht op nokkenastandwiel, volgens X-as geprojecteerde lageroppervlakte van de nokkenaslagers breedte van de nokkenaslagers diameter van de nokkenaslagers geprojecteerde druk op de nokkenaslagers totale lagerbelasting van de nokkenaslagers hellingshoek van het nokkenastandwiel axiale belasting van het richtlager agv het nokkenastandwiel druk op het richtlager agv het nokkenastandwiel werkzame oppervlakte van het richtlager buitendiameter van het dragende oppervlak van het richtlager binnendiameter van het dragende oppervlak van het richtlager axiale belasting van het richtlager bij de 8-cilinder lijnmotor druk op het richtlager bij de 8-cilinder lijnmotor gewenste dragende oppervlakte bij de nieuwe richtlagers

Symbolenlijst

Hoofdstuk 8: Metingen Q ∆p Pi

η vol η mech

P Hoofdstuk 9: Besluit

debiet drukverschil over de oliepomp geïndiceerd vermogen volumetrisch rendement mechanisch rendement vermogen opgenomen door de oliepomp

Referentielijst

Referentielijst [1]

David Cools, Paul Verpoest; Ontwikkeling van een stationaire snellopende V-type dieselmotor; UGent, Gent; 1998-1999

[2]

P. De Baets; cursus Machineonderdelen, UGent, Gent; 2002 – 2003

[3]

V. Kuijken en K. Lodefier; Ontwikkeling en beproeving van een stationaire dieselmotor in V-schikking, UGent, Gent; 2000 – 2001

[4]

VDI-norm 2230 Entwurf; oktober 1977

[5]

Sven Van den Eeckhout, Patrice Vindevogel; Onderzoek en testen op de V-motor prototype; UGent, Gent; 2001-2002

[6]

P. Verdonck; cursus Stromingsleer, UGent, Gent; 2001-2001

[7]

I. E. Idel’chik; Handbook of Hydraulic Resistance, 3rd ed.; CRC Press, Inc.; 1994

[8]

Roloff/Matek

machine-onderdelen,

3e

verbeterde

druk;

Academic

Service,

Schoonhoven; 2002 [9]

C. W. Wegst; Stahlschlüssel , 16. vollständig neu bearbeiteted und erwieterte auflage; Verlag Stahlschlüssel Wegst GmbH . D-7142 Marbach, 1992

[10]

P. De Baets; cursus Bestrijding van corrosie, slijtage en vermoeiing, UGent, Gent; 2003 – 2004

[11]

J. Degrieck; curusus Kinematica en dynamica van machines, UGent, Gent; 2001 2002


Hoofdstuk 1 Inleiding

1


De firma Anglo Belgian Corporation, beter bekend onder de naam ABC, heeft al meer dan 90 jaar expertise in het vervaardigen van dieselmotoren. Sinds 1912 heeft ABC de wereldwijde reputatie opgebouwd om robuuste en onderhoudsvriendelijke dieselmotoren te vervaardigen met een laag brandstof- en smeerolieverbruik. Deze kennen hun toepassing in verscheidene sectoren, zoals de scheepvaart, tractie, generatortoepassingen, pompstations, vlotterkranen, noodgroepen,… . De hoofdactiviteiten van ABC concentreren zich vooral rond het ontwikkelen, construeren en commercialiseren van diesel-, gas- en dual fuelmotoren. Verder is ABC ook gespecialiseerd in de productie en commercialisatie van de wisselstukken voor zijn motoren. Om hun positie als marktleider van de dieseltechnologie te bewaren, wordt er elke dag pro-actief gezocht naar oplossingen en nieuwe ideeën. Gevestigd aan de Gentse haven, stelt ABC 170 mensen te werk. Oorspronkelijk werd de DX-motor ontwikkeld. Deze 4-takt-lijnmotoren zijn verkrijgbaar met 3, 6 of 8 cilinders. Ze halen een snelheid tot 750 rpm met een maximaal vermogen van 883 kW (met turbolader en intercooler). Door die ervaring en door intensieve research heeft ABC de DZ-motor onwikkeld met een vermogen dat dubbel zo groot was als de DX-motor. Tevens werden toerentallen van 1000 rpm bereikt. Deze 6- of 8- cilinder lijnmotoren zijn tevens in staat om extra zware brandstoffen te verbranden. Hiervan zijn ook dual fuel-toepassingen beschikbaar. Deze uiterst flexibele dual fuel-toepassingen geven een aanzienlijke verhoging van het rendement. Wegens een groeiende markt voor hogere vermogens, werd in samenwerking met het Duitse ontwerpbureau FEV, een nieuw type dieselmotor ontworpen: de 12VDZC en 16VDZC motor. Deze V-motoren halen eveneens 1000 rpm en bezitten het dubbele vermogen van hun tegenhanger in-lijn (de 6DZC- en 8DZC –motor, welke DZ-motoren zijn met turbo-oplading en intercooling). De 16VDZC-motor haalt op die manier een vermogen van 3500kW. Momenteel is de 12VDZC reeds in productie en worden er tests gedaan op de 16VDZC. Tijdens het upgraden van 12 naar 16 cilinders dienden een aantal controles en aanpassingen te worden doorgevoerd. Dit is het opzet van deze scriptie. 2


Eerst werden de grondlagerbouten en de bouten van de drijfstanglagers op hun afschuifzekerheid gecontroleerd (hoofdstuk 2). In het 3e hoofdstuk werd de speling in de drijfstanglagerbouten van naderbij bekeken. Ook het drijfstanglager zelf, werd uitgebreid bestudeerd wat betreft de smeerfilmdikte en het ontwerpen voor eenvoudigere montage (hoofdstuk 4). Het koelcircuit van de turboladers komt aan bod in hoofstuk 5. De aanpassing van de oliepomp en de gevolgen daarvan op de lagers, verenkoppeling en spiëen zijn uitgebreid beschreven in hoofstuk 6. Het voorlaatste hoofdstuk behandelt de lagering van de nokkenas, waarvoor een programma werd geschreven dat de lagerkrachten uitgebreid berekent (hoofstuk 7). Het 8e hoofdstuk handelt over de meting van het drukverschil over de oliepomp. In het laatste hoofdstuk wordt tenslotte een samenvatting gegeven. Door verdere ontwerpen en aanpassingen streeft ABC er naar het vermogen van de Vmotoren nog te verhogen. In de toekomst zal er verder onderzoek moeten worden gedaan naar het gedrag van de V-motoren bij een verhoging van de maximale verbrandingsdruk in de cilinders van 120 naar 150 bar. Deze hogere verbrandingsdruk heeft implicaties op de onderdelen, die zwaarder belast zullen worden. Hoewel het controleren en aanpassen van deze onderdelen een scriptieonderwerp voor het volgende academiejaar is, werd bij de aanpassingen zoals voorgesteld in dit afstudeerwerk, reeds rekening gehouden met de toekomstige verbrandingsdruk van 150 bar. Op de volgende bladzijden staan enkele figuren van de V-motoren: Fig. 1.1 toont een tekening van de 12VDZC met de aanduiding van enkele onderdelen. Fig. 1.2 toont de 16VDZC met de belangrijkste afmetingen en verschillende aanzichten. Volgens pijl X kijkt men naar het vliegwiel, volgens pijl Y kijkt men naar de pompzijde. De normale draaizin van de motor is tegenwijzerszin wanneer men naar het vliegwiel kijkt. Fig. 1.3 toont de V16 op de proefbank.

3


fig. 1.1: tekening van de 12VDZC

4


fig. 1.2: afmetingen en verschillende aanzichten van de 16VDZC 5


fig. 1.3: de V16 op de proefbank

6


Hoofdstuk 2 Controle van de grondlager- en drijfstangbouten

7


DEEL A: GRONDLAGERBOUTEN 1. Inleiding Om de krukas voldoende te ondersteunen, wordt de krukas van de V12 en de V16 motor gelagerd met 8 respectievelijk 10 grondlagers (zie fig. 2.1). Die grondlagers bestaan elk uit 2 delen: het motorblok met de schroefdraad en de lagerkap die door middel van 2 bouten bevestigd wordt.

fig. 2.1: positie van de grondlagers In het originele ontwerp zijn de tapeinden in het motorblok voorzien van een M42x2 schroefdraad over een lengte van 63,4 mm. FEV raadde aan om deze schroefdraad te 8


verlengen tot 78,4 mm, zodat de afschuifzekerheid bij maximale boutbelasting vergroot van 1,39 naar 1,72. De VDI-norm schrijft voor dat wanneer een bout belast wordt tot zijn vloeispanning (Rp), deze niet mag breken in de schroefdraad. Dit wordt vertaald in een “abstreifsicherheit bei Rp” (“afschuifzekerheid bij belasting tot de vloeigrens”). Deze veiligheidsfactor moet groter zijn dan 1. Er bestaat ook een “abstreifsicherheit bei FM+FSA” of dus bij bedrijfsbelasting. Uit de berekeningen van FEV volgt dat de “afschuifzekerheid bij belasting tot de vloeigrens” respectievelijk “bij bedrijfsbelasting” voor de bout met m = 63 slechts 0,89 respectievelijk 1,39 bedraagt. Met andere woorden, wanneer deze bout belast wordt met de bedrijfsbelasting, dan zal hij niet breken in de schroefdraad. Wanneer deze bout echter belast wordt tot zijn vloeispanning, kan hij wel breken in de schroefdraad. Voor de bout met inschroefdiepte m = 78 bekomt FEV een “afschuifzekerheid bij belasting tot de vloeigrens” respectievelijk “bij bedrijfsbelasting” een waarde van 1,10 respectievelijk 1,72. Beide zijn groter dan 1. Met andere woorden, wanneer deze bout belast wordt met de bedrijfsbelasting of tot zijn vloeispanning, zal hij niet breken in de schroefdraad. Omwille van de afschuifzekerheid zouden de gaten in het motorblok 15mm dieper getapt moeten worden en zouden er 2 verschillende types V12-motorblokken op de markt zijn, alsook 2 verschillende types bouten. Er moet natuurlijk voldoende materiaal in het gietstuk van het motorblok voorzien zijn om de gaten 15 mm dieper te tappen. Dit zou nu niet het geval zijn, zodat een aanpassing van het gietstuk nodig zou zijn. Vermits ABC het aantal wisselstukken wenst te beperken, werd ons gevraagd om deze afschuifzekerheid na te rekenen, voor zowel 63,4 mm als 78,4 mm schroefdraadlengte. De grondlagerbelasting in functie van de krukhoek, werd berekend met behulp van het programma “glijlagers.exe” [1].

9


2. Gegevens a. bout (metrische schroefdraad – zie fig. 2.2) type

M42x2

materiaal

30CrNiMo8V

sterkteklasse

12.9 210 kN/mm2

E TS

1220 N/mm2

YS 12.9

1100 N/mm2 990 N/mm2

YS materiaal d

42 mm

dk

69 mm

P spoed

2 mm

d2

40,701 mm

d3

39,546 mm

H1

1,083 mm

halve flankhoek

30 °

h3

1,227 mm

LG1

0 mm

LS

418 mm

LG2

12 mm

dsteel

38,44 mm

b. moer materiaal

34CrNiMo6V 205 k N/mm2

E TS

1000 N/mm2

YS

900 N/mm2

m

50 mm

dk

69 mm

c. motorblok materiaal

GGG 40 - 50

L

130 mm

E

160 k N/mm2

10

Hoofdstuk 2: Controle van de grondlager- en drijfstangbouten 250 N/mm2

YS

d. lagerkap materiaal

GGG 40 - 50

YS

250 N/mm2

L

300 mm

E

160 k N/mm2

B

80 mm

dg

45 mm

fig. 2.2: metrische schroefdraad

3. Berekening van de stijfheden 3.1 Bout De berekening gebeurt volgens de methode uit [2]: LG1 = 0 mm LS = 418 mm LG 2 = 12 mm

11


fig. 2.3: LS en LG LS ,eff = LS + 0,4 * d LG ,eff = LG = 0,4 * d 3

stijfheid van de bout: k bout =

π .E  LS ,eff

. 2 4  d steel

−1

L +L  + G1,eff 2 G 2,eff  = 511,97 kN/mm d3 

3.2 Samengedrukte delen De berekening gebeurt naar analogie met [3] Breedte lagerkap B = 80 mm Klemlengte L = 430 mm

 L x=  B

0, 2

= 1,400

vervangende doorsnede:

Aers =

π

(d 4

2 k

− d g2 ) +

π 8

[

]

d k (B − d k ). ( x + 1) − 1 = 3567,37 mm 2

stijfheid van de samengedrukte delen: k kap =

2

E. Aers = 1327,40 kN/mm L

12


4. Berekening van de boutbelasting De voorspankracht in beide bouten bedraagt 800 kN : Fv = 800 000 N De belastingskracht wordt bepaald aan de hand van het programma “glijlagers.exe”. [1]

4.1 Maximale lagerkrachten Het programma “glijlagers.exe” berekent zowel de grootte van de lagerkracht, als de richting ervan op de grondlagers, in functie van de krukhoek. Deze berekeningen werden uitgevoerd voor zowel de V12 als de V16. De berekeningen werden uitgevoerd bij 2 verschillende toerentallen: nominaal toerental van 1000 rpm en oversnelheid van 1070 rpm en bij 2 verschillende verbrandingsdrukken in de cilinder: 120 bar (nominaal) en 150 bar (toekomst). Bij elke berekening werd de lagerkracht bepaald die de maximale axiale kracht per bout opleverde. Deze lagerkracht valt meestal samen met de maximale radiale lagerkracht (zie fig. 2.4), zoals berekend door het programma “glijlagers.exe”. Maximale lagerkracht bij 1000 rpm: lager

°kh

F (kN) bèta (°)

V16/150bar

2

57 538,87 -170,2

V16/121bar

2

57 432,62 -170,3

V12/150bar

5

657 527,04 -175,7

V12/121bar

5

657 424,35 -177,1

Maximale lagerkracht bij 1070 rpm: lager

°kh

F (kN) bèta (°)

V16/150bar

2

57 535,78 -170,3

V16/121bar

2

57 429,54 -170,4

V12/150bar

5

657 524,92 -176,6

V12/121bar

5

657 422,43 -178,2

fig. 2.4: beta (<0)

13


4.2 Controle van de dwarskrachten De dwarskracht die op de bouten werkt, moet bij een voorgespannen boutverbinding door wrijving tussen de oppervlakken overgedragen worden (bij niet voorgespannen bouten gebeurt dit door afschuiving van de bouten) Voor deze grondlagerbouten is de totale kracht die kan overgebracht worden [2]:

Ftot =

µ.FV .n.m a

n = aantal wrijvingsvlakken = 2 m = aantal bouten = 2

µ = wrijvingscoëfficiënt tussen de 2 vlakken = 0,15 (behandeld + geolied) Fv = voorspankracht = 800 000 N a = veiligheidscoëfficiënt tegen glijden = 1,3 De toelaatbare dwarskracht op de bouten is 369 231 N. Vermits alle grote krachten optreden bij hoeken β tussen –160° en –180° of tussen 160° en 180°, is de maximale dwarskracht van de orde F.sin(160°) = F.0,34 of dus ongeveer 1/3 van de waarden van vorige tabel. De dwarskrachten op de bouten zijn aanvaardbaar en worden in de verdere berekeningen niet meer in rekening gebracht.

4.3 Totale axiale boutbelasting Uit de maximale lagerkracht kan de maximale axiale kracht per bout berekend worden:

Fax _ per _ bout =

F . cos(β ) 2

( β tov de vertikale, zie fig. 2.4)

resultaten bij 1000 rpm: lager

°kh

F (kN) bèta (°) F_ax per bout (N)

V16/150bar

2

57 538,87 -170,2

265,50

V16/121bar

2

57 432,62 -170,3

213,22

V12/150bar

5

657 527,04 -175,7

262,78

V12/121bar

5

657 424,35 -177,1

211,90

14


resultaten bij 1070 rpm: lager

°kh

F (kN) bèta (°) F_ax per bout (N)

V16/150bar

2

57 535,78 -170,3

264,06

V16/121bar

2

57 429,54 -170,4

211,76

V12/150bar

5

657 524,92 -176,6

262,00

V12/121bar

5

657 422,43 -178,2

211,11

De totale boutbelasting ten gevolge van de voorspankracht en de belasting bij werking wordt als volgt berekend:

Ftot = Fv +

k bout .Fax _ per _ bout k bout + k kap

Resultaten bij:

1000 rpm

1070 rpm

F_tot (N)

F_tot (N)

V16/150bar

873900,11

873498,39

V16/121bar

859346,89

858941,86

V12/150bar

873141,60

872924,43

V12/121bar

858981,08

858760,50

5. Controle van de spanningen 5.1 Controle van de axiale spanningen in de bout Vermits de bouten hydraulisch en dus zonder momentsleutel worden aangespannen, ontstaan geen schuifspanningen ten gevolge van het aanspankoppel M G . De vergelijkingsspanning beperkt zich dan tot [2]:

σ vgl =

4.Ftot 2 π .d steel

Bijhorend wordt de veiligheid ten opzichte van de effectief optredende spanningen berekend: 15


veiligheid =

σ YS σ vgl

met σ YS de vloeigrens van de bout. resultaten bij 1000 rpm : F_tot (N)

sigma_vgl

veiligheid

V16/150bar

873900

753,02

1,46

V16/121bar

859347

740,48

1,49

V12/150bar

872928

752,18

1,46

V12/121bar

858769

739,98

1,49

resultaten bij 1070 rpm: F_tot (N)

sigma_vgl

veiligheid

V16/150bar

873498

752,67

1,46

V16/121bar

858942

740,13

1,49

V12/150bar

872683

751,97

1,46

V12/121bar

858518

739,76

1,49

Uit bovenstaande resultaten kan worden besloten dat de veiligheid op axiale belasting nooit lager is dan 1,46 en bijgevolg de steeldiameter van de bout voldoende groot is. Op basis van axiale spanningen zijn er dus geen problemen te verwachten.

5.2

Controle van de schuifspanning in de

schroefdraad

tussen

bout

en

motorblok

(afschuifzekerheid) Omdat de berekening van de afschuifzekerheid niet vermeld staat in [4], werd de schuifspanning door de axiale belasting bepaald op een cilindrisch oppervlak in de schroefdraad in de bout en in het getapt gat in het motorblok. De afschuifzekerheid is een veiligheid tegen breuk in de schroefdraad. Wanneer de afschuifzekerheid groter is dan 1, dan zal geen scheurvorming optreden in de schroefdraad, 16


die tot een vermoeiingsbreuk zou kunnen leiden. De afschuifzekerheid wordt berekend bij zowel de bedrijfsbelasting als bij belasting tot de vloeispanning.

fig. 2.5: afschuifzekerheid: schuifspanning door axiale kracht op het cilinderoppervlak door de schroefdraad Diameter waarop de schuifspanning werkt: bout (12.9): D = d − h3 −

H = 40,48 mm 6

getapt gat in motorblok, GG-40 (“moer” op de figuur): D = d +

H = 42,22 mm 8

Oppervlakte met schuifspanningen: A = π .D.m in mm2 mm2

m = 63

m = 72

bout

8011,35

9918,82

getapt gat in motorblok

8356,5

10346,14

17


Schuifspanning: τ =

F in MPa A

met F = Fmax = 873900 N (V16 bij 1000 rpm en 150 bar) Dit is de maximale totale belasting voor alle beschouwde gevallen. MPa

m = 63

m = 72

bout

109,08

88,11


104,58

84,47

en F = Fmax = 859350 N (V16 bij 1000 rpm en 120 bar) MPa

m = 63

m = 78

bout

107,27

86,64


102,84

83,06

Toegelaten schuifspanning: τ toel =

σ YS 3

bout: 623,5 N / mm 2

getapt gat in motorblok: 144,3 N / mm 2 Veiligheid: veiligheid =

τ toel τ

Voor 150 bar: m = 63

m = 72

bout

5,72

7,08


1,38

1,71

Voor 120 bar: m = 63

m = 78

bout

5,81

7,20


1,40

1,74

Waar FEV 1,39 en 1,72 uitkwam, geven de berekeningen respectievelijk 1,38 en 1,71 bij 150 bar als maximale verbrandingsdruk in de cilinder. Er is dus een goede overeenkomst tussen de resultaten.

FEV

stuurde

uiteindelijk

ook

zijn

berekeningsmethode

door.

Beide

berekeningsmethoden verschillens slechts weinig van elkaar. FEV berekent de schuifspanning op een afschuifcilinder met diameter 18


d τ = d 2 + (0,5 − α B ).

P tan(30°)

met

αB =

τ pM τ pM + τ pB

α B = materiaal factor bout met

τ pM = β B .R pB = 0,577.1100 = 634,7 MPa τ pB = β M .R pM = 0,7.250 = 175 MPa β B en β M : omrekenfactoren voor bout en moer R pB en R pM : vloeigrens bout en moer geeft dit

α B = 0,21613 d τ = 41,6834 mm Hiermee wordt een gemiddelde oppervlakte van de afschuifcilinder berekend: “bei FM+FSA”  1 1 + Aτ = FB . τ  pB τ pM

  = 5971,85 mm2  

met FB = 819 203 N (FM+FSA) waaruit de minimale inschroefdiepte als volgt wordt bepaald: m min =

Aτ = 45,6 mm d τ .π

-> veiligheid (afschuifzekerheid) van 1,39 bij m = 63 mm -> veiligheid van 1,72 bij m = 78 mm “bei Rp” Aτ = 9306,08 mm2

met FB = 1276584 N (Rp) m min = 71,1 mm

19


-> veiligheid van 0,89 bij m = 63 mm (< 1) -> veiligheid van 1,10 bij m = 78 mm Deze resultaten zijn enkel geldig indien de schuifspanningen uniform verdeeld zijn over de schroefdraad en dus elke gang een even grote belasting opneemt. In werkelijkheid is dit niet het geval: de eerste gangen nemen het grootste deel van de belasting op, de laatste gangen een veel kleiner deel.

fig. 2.6: spanningsverdeling in een schroefdraad

Door de schroefdraad te verlengen, zal bijgevolg de veiligheid wel stijgen, maar niet evenredig met de lengte, zoals de formule suggereert. Het is dus mogelijk dat de eerste gangen van de schroefdraad overbelast worden (veiligheid < 1). (zie paragraaf 7) De laatste gangen nemen maar een klein deel van de totale belasting op en zullen bijgevolg een veel grotere veiligheid hebben. Bij overbelasting zal plastisch vloeien optreden, waarbij de spanningen herverdeeld worden over de schroefdraad en iets uniformer verdeeld zullen zijn.

5.3


schroefdraad tussen bout en moer berekeningen analoog als in 5.2 •

zelfde diameters voor bout (40,48 mm) en moer (42,22 mm)

•

oppervlakte A = π .D.m in mm2 met m = 50 mm

20


F in MPa met F = Fmax = 873900 N A

•

schuifspanning τ =

•


σ YS 3

o bout: 623,5 N / mm 2 o moer: 519,6 N / mm 2

•

veiligheid =

grondlager m = 50

τ toel τ diam (mm) opp (mm2)

tau (Mpa)

tau_toel (Mpa) veiligheid

bout

40,48

6358,58

137,44

623,5

4,53

moer

42,22

6631,90

131,77

519,6

3,94

Voor de moer zijn de veiligheden voldoende groot.

6. Visuele

controle

van

de

schroefdraad Vermits het mogelijk is dat de eerste gangen van de schroefdraad overbelast worden, kan de schroefdraad in het motorblok beschadigd worden. Vermits het grootste deel van de boutbelasting uit de voorspanning bestaat ( Fmax was 873900 N, waarvan 800000 N voorspanningsbelasting), zou mogelijke schade al kunnen optreden na gewone voorspanning zonder extra belasting. Daarom onderzochten we door middel van een endoscoop (zie fig. 2.7) de schroefdraad in het motorblok op mogelijke schade. Vermits de onderzochte V12 motor nog niet gebruikt geweest is, maar enkel voorgespannen met 800 kN, is het eender welk lager we onderzoeken.

21


fig. 2.7: meetopstelling, het V-motorblok staat op zijn kop

fig. 2.8: roestvlekken halverwege de draad

22


fig. 2.9: glinsters op 1e gang bovenaan (foto door periscoop omgekeerd) (breukoppervlak?)

Er dient opgemerkt te worden dat de aanwezigheid van roest (fig. 2.8) en glinsters (fig. 2.9) geenszins een bewijs is van schade ten gevolge van de belasting. Na het tappen van de schroefdraad passeert het motorblok van de lijnmotor door een wasstraat zodat alle spanen verwijderd zijn. Deze wasstraat is (nog) niet bruikbaar voor de V-motor zodat de tapeinden manueel uitgespoeld en gedroogd moeten worden. Mogelijks was dit niet perfect bij het 1e (en onderzochte) motorblok. Dit motorblok heeft op de proefbank een waterlek gehad. Ook dit kan een verklaring zijn van de roestplekken. De glinsters kunnen afkomstig zijn van resterende spanen en de roestvlekken kunnen ontstaan zijn doordat de schroefdraad niet goed gedroogd werd.

23


7. Simulatie van het spanningsverloop met eindige elementen Daar volgens de analytische formules uit de DIN-norm de belasting uniform verdeeld verondersteld is, maar er ook vermeld staat dat deze onderstelling niet klopt, is de enige mogelijkheid om een uitsluitsel te krijgen of een verlenging van de schroefdraad met 15 mm genoeg veiligheidswinst oplevert, een simulatie met eindige elementen. Het vak “Toegepaste sterkteleer en eindige elementen” wordt enkel in de optierichting “Mechanische Constructie” gedoceerd, vandaar dat wij geen ervaring hebben met het eindige

elementenpakket Abaqus. Vermits het zich eigen maken van zo’n pakket heel veel tijd vraagt, en het hier om een relatief kleine berekening gaat, was het niet erg nuttig om daar veel tijd in te stoppen. Gelukkig vonden we 2 collega’s uit de MC die bereid waren ons te helpen. Om het effect van de niet-uniform verdeelde spanningen aan te tonen, werden de spanningen berekend aan de hand van het eindige elementenpakket Abaqus. Voor de eenvoud werd de berekening axi-symmetrisch uitgevoerd. Er dient opgemerkt te worden dat de kleurenschaal bij 63 mm verschilt van die van 78 mm. Dit is omdat Abaqus zijn kleurenschaal legt tussen de minimale en de maximale berekende spanning die voorkomt. Er werd telkens gesimuleerd met een trekbelasting van 875 kN, wat overeenkomt met de grootste totale belasting.

7.1 Resultaten voor m = 63 mm De spanningen variëren tussen – 1463 MPa en 344 MPa. (zie fign 2.10 tem 2.12) Spanningsconcentraties kunnen heel lokaal zijn en de piekwaarden kunnen als gevolg van de achterliggende algoritmes mogelijks in een discreet aantal punten optreden. Het oranje deel slaat op een belasting van +42,78 MPa tot –107,8 MPa. Het gele deel op een range van –107.8 MPa tot –258,4 MPa. De grootste spanningen treden duidelijk op in de eerste gangen (gele zone). 24


motorblok halve bout

schroefdraad

fig 2.10: resultaat voor m = 63

Bij het inzoomen op de schroefdraad treedt ook een groene zone op. Die zone slaat op een range van -258,4 tot –710.2 MPa. Lokaal wordt de vloeigrens in het motorblok (250 MPa) overschreden. Resultaat: lokaal vloeien in de eerste gangen.

25


fig. 2.11: detail

fig. 2.12: detail

De spanningen van de verdere gangen liggen in het oranje gebied en hebben bijgevolg een grotere veiligheid.

26


Om het spanningsverloop doorheen de schroefdraad kwantitatief te analyseren, werd een “path”getrokken. (fig. 2.13)

fig. 2.13: spanningsverdeling in de schroefdraad

Van links naar rechts wordt de spanning in de schroefdraad (1e gang -> laatste gang) weergegeven. Het is erg duidelijk dat de spanningen niet uniform verdeeld zijn over de schroefdraad en dat de 1e gangen tot 6 keer meer belast worden dan de laatste gangen. De maximale spanning is in dit geval iets meer dan –300 MPa. Een overschrijding van de vloeigrens in het motorblok (250MPa) treedt lokaal op.

27


7.2 Resultaten voor m = 72 mm Het tekenen van de bout en vooral het leggen van de mesh is een intensieve bezigheid. Wij zijn al heel tevreden dat onze collega’s dit willen doen. Vandaar dat ze de berekeningen hebben uitgevoerd voor m = 72 in de plaats van m = 78. Dit laat reeds toe om een serieuze indicatie te geven hoe het spanningsverloop varieert, bij het verlengen van de schroefdraad. Zoals reeds vermeld is de kleurenschaal hier anders dan bij 63 mm. (zie fign. 2.14 tem 2.16) Er treden spanningen op van +1719 Mpa tot –3839 MPa. Het gele gebied slaat op een range van +329,5 MPa tot – 133,6 MPa. Het groene gebied slaat op een range van –133,6 MPa tot – 1986 MPa. Alweer is duidelijk dat de eerste gangen de grootste spanningen opnemen (groene zone).

fig. 2.14: resultaat voor m = 72

28


fig. 2.15: detail

fig. 2.16: detail

De spanningen van de rest van de gangen zitten in het gele gebied, dat overeenkomt met een maximale spanning ver beneden de vloeigrens.

29


Opnieuw het “path” door de schroefdraad: (fig. 2.17)

fig. 2.17: spanningsverdeling in de schroefdraad

De maximale spanning is in dit geval iets meer dan –250 MPa. Een overschrijding van de vloeigrens in het motorblok treedt bijna nergens meer op. De trend is duidelijk : dankzij een aantal bijkomende gangen, daalt de belasting bijna overal onder de vloeigrens. Dit zal nog verbeteren met nog 6 extra mm schroefdraad.

30


8. Algemeen besluit – DEEL A Uit alle berekeningen blijkt dat het veiliger is de schroefdraad 15 mm te verlengen, zoals voorgesteld door FEV. Deze verlenging geeft geen evenredige winst met betrekking tot de veiligheidsfactor bij afschuifspanning, maar via eindige elementen is duidelijk dat het spanningsverloop een stuk gunstiger wordt. De verlenging zorgt er wel voor dat de afschuifzekerheid bij bedrijfsbelasting verbetert van 1,39 naar 1,72. Een bijkomend argument is, dat bij 63 mm de afschuifveiligheid bij belasting tot de vloeigrens, onder 1 ligt (zie 5.2, berekening volgens FEV). Bij verlenging tot 78 mm zal deze groter dan 1 worden. Tegenargumenten voor de aanpassing zijn: •

bij het aanpassen van de inschroefdiepte in het motorblok moet er voldoende materiaal aanwezig zijn om de schroefdraad te tappen zonder sterkteverlies van het motorblok. Hiervoor zou een aanpassing van het gietstuk van het motorblok nodig zijn.

•

indien de aanpassing doorgevoerd wordt, zijn er 2 types motorblokken voor de V12 en 2 types grondlagerbouten

•

er zijn nog geen problemen geconstateerd in verband met de grondlagers van de reeds geleverde V12 motoren, waarvan er al zeker 2 motoren meer dan 2900 en 3000 draaiuren hebben.

Vermits de afschuifzekerheid bij bedrijfsbelasting (bij 120 bar als maximale verbrandingsdruk in de cilinder) nu hoger is dan 1, zal de aanpassing niet meteen doorgevoerd worden. Wanneer de verbrandingsdruk in de cilinder in de toekomst 150 bar zal bedragen, in plaats van 120 bar bij de huidige motoren, zal deze aanpassing wel doorgevoerd worden.

31


DEEL B: DRIJFSTANGBOUTEN 1. Inleiding Vermits ook de drijfstangbouten een cruciaal onderdeel zijn van een V-motor en de geometrie ervan sterk gelijkt op die van de grondlagerbouten, vroeg ABC om ook deze bouten te controleren op hun afschuifzekerheid. Voor de drijfstanglagers zijn de resultaten van de V12 en de V16 identiek (zelfde vermogen per cilinder en dus ook zelfde belasting per cilinder), vandaar dat in wat volgt enkel onderscheid wordt gemaakt tussen de verschillende belastingstoestanden (verbrandingsdruk in de cilinder: 121 bar en 150 bar). De berekeningen gebeuren volledig analoog als bij de grondlagerbouten (deel A).

2. Gegevens a. bout type

M33x2

materiaal

34CrNiMo6V

sterkte

12,9

E

210 kN/mm2

TS

1100 N/ mm2

YS 12.9

1080 N/ mm2

YS materiaal

990 N/ mm2

d

33 mm

dk

55 mm

P spoed

2 mm

d2

31,701 mm

d3

30,546 mm

H1

1,083 mm

Halve flankhoek h3 LG1

30 ° 1,227 mm 0 mm

LS

129 mm

LG2

-129 mm

32


b. moer materiaal

34CrNiMo6V 205 kN/ mm2

E TS

1000 N/ mm2

YS

900 N/ mm2

m

40 mm

c. drijfstang materiaal

42CrMo4V

L

10 mm

E

205 kN/ mm2

YS

560 N/ mm2

d. lagerkap materiaal

42CrMo4V

L

125 mm

E

205 kN/ mm2

YS

560 N/ mm2

B

74 mm

3. Berekening van de stijfheden 3.1 Bout De berekening gebeurt volgens de methode uit [2]: LG1 = 0 mm LS = 129 mm LG 2 = 6 mm LS ,eff = LS + 0,4 * d LG ,eff = LG = 0,4 * d 3

33


stijfheid van de bout:

k bout =

π .E  LS ,eff

. 2 4  d steel

−1

L +L  + G1,eff 2 G 2,eff  = 850,45 kN/mm d3 

3.2 Samengedrukte delen De berekening gebeurt naar analogie met [3] Breedte lagerkap B = 74 mm Klemlengte L = 135 mm

 L x=  B

0, 2

= 1,128

vervangende doorsnede

Aers =

π

(d 4

2 k

− d g2 ) +

π 8

[

]

d k (B − d k ). ( x + 1) − 1 = 2957,67 mm 2 2

stijfheid van de samengedrukte delen:

k kap =

E. Aers = 4491,28 kN/mm L

4. Berekening van de boutbelasting De voorspankracht in beide bouten bedraagt 500 kN : Fv = 500 000 N De belastingskracht wordt bepaald aan de hand van het programma “Glijlagers”. [1] De maximale lagerkrachten worden op een analoge manier bepaald als bij de grondlagers (deel A – 4.1) In verband met de dwarskrachten kan een analoge opmerking gemaakt worden als bij de grondlagerbouten (deel A - 4.2)

34


4.3 Totale axiale boutbelasting Uit de maximale lagerkracht kan de maximale axiale kracht per bout berekend worden:

Fax _ per _ bout =

F . cos(β + 50°) 2

fig. 2.16: beta Resultaten enkel bij 1000 rpm: belasting

Kh (°)

Lagerkracht (kN)

β

F_ax_per_bout (N)

(°)

121

373

438,03

-2

146549,64

150

373

584,12

-1,8

194667,47

Totale boutbelasting Ftot = Fv +

belasting

k bout .Fax _ per _ bout k bout + k kap

F_tot (N) 121

533331,94

150

540992,70

35


5. Controle van de spanningen 5.1 Controle van de axiale spanningen Resultaten bij 1000 rpm : F_tot (N)

5.2

Sigma (N/mm²)

veiligheid

121

533331,9

770,35

1,40

150

540992,7

781,41

1,38


schroefdraad

tussen

bout

en

drijfstang

(afschuifzekerheid) Diameter waarop de schuifspanning werkt: bout: D = d − h3 −

H = 31,48 mm 6

getapt gat in drijfstang (“moer”): D = d +

H = 33,22 mm 8

Oppervlakte met schuifspanningen: A = π .D.m met m = 47,1 mm bout: 4658,70 mm 2 getapt gat in drijfstang: 4915,01 mm 2

Schuifspanning: τ =

F met F = Fmax = 540992,7 N (1000 rpm) A

bout: 116,13 N / mm 2

getapt gat in drijfstang: 110,07 N / mm 2

36



σ YS 3

bout: 623,5 N / mm 2 getapt gat in drijfstang: 323,3 N / mm 2 Veiligheid: veiligheid =

τ toel τ

bout:

5,37

getapt gat in drijfstang:

2,94

De veiligheden in moer en bout zijn stukken groter dan 1. Hieruit kunnen we besluiten dat de afschuifspanning voldoende wordt opgevangen. Ook hier geldt de opmerking dat de resultaten enkel geldig zijn, indien de schuifspanningen uniform verdeeld zijn over de schroefdraad en dus elke gang een even grote belasting opneemt.

5.3


schroefdraad tussen bout en moer •

zelfde diameters voor bout (D = 31,48 mm) en moer (D = 33,22 mm)

•

oppervlakte A = π .D.m in mm2 met m = 40 mm

•

schuifspanning τ =

•


F in MPa met F = Fmax = 540992,7 N A

σ YS 3

o bout: 623,5 N / mm 2 o moer: 519,6 N / mm 2

•

veiligheid =

τ toel τ

37


drijfstang m = 40

diam (mm)

2

opp (mm )

tau (Mpa) tau_toel (Mpa) veiligheid

bout

31,48

3955,89

136,76

623,5

4,56

moer

33,22

4174,55

129,60

519,6

4,01

6. Algemeen besluit - DEEL B Voor de drijfstangbouten is er geen enkel probleem: zowel de veiligheden bij axiale spanningen als de afschuifzekerheid zijn voldoende groter dan 1.

38


Hoofdstuk 3 Controle boutspeling

39


1. Inleiding Wanneer de drijfstangbouten met de hand in de drijfstang gedraaid worden, dan kan het uiteinde van de bout over enkele mm bewegen en is er dus een grote speling, niettegenstaande de schroefdraad voldoet aan de DIN-norm. Daarna worden de bouten hydraulisch voorgespannen, waardoor deze speling verdwijnt. Maar door de aanwezigheid van de relatief grote speling, die een invloed heeft op de spanningen in de schroefdraad, en omdat de drijfstang een vitaal onderdeel van de motor is, werd ons gevraagd om deze speling te bekijken.

2. DIN-norm 2.1 Gebruikte symbolen + betekenis d=D

nominale diameter

P

spoed

tolerantie

tolerantieveld

moer

D

nominale diameter

(mutter)

D2

flankendiameter

D1

kerndiameter

bout

d

nominale diameter

(bolzen)

d2

flankendiameter

d1

kerndiameter

fig. 3.1: metrische schroefdraad 40


2.2 DIN-norm voor M33x2 De drijfstangbout is een M33x2 met passing 6H6g. Uittreksel uit seite 4 DIN 13 blatt 22 muttergewinde d=D

P

tolerantie

D

D2

D1

kleinstmass

kleinstmass

grösstmass

kleinstmass

grösstmass

33

2

5H

33

31,701

31,881

30,835

31,135

33

2

6H

33

31,701

31,925

30,835

31,21

33

2

7H

33

31,701

31,981

30,835

31,31

bolzengewinde d=D

P

tolerantie

d

d2

d3

grösstmass

kleinstmass

grösstmass

kleinstmass

grösstmass

kleinstmass

33

2

4h

33

32,82

31,701

31,595

30,546

30,296

33

2

6g

32,962

32,682

31,663

31,493

30,508

30,194

33

2

8g

32,962

32,512

31,663

31,398

30,508

30,099

Andere mogelijke passingen naast 6H6g volgens DIN: - 5H4h - 7H8g

2.3 DIN-norm voor M42x2 Vermits de grondlagerbouten een sterke overeenkomst vertonen met de drijfstangbouten, en daar een gelijkaardige speling optreedt, werden ook deze bouten gecontroleerd. De grondlagerbout is een M42x2 met passing 6H6g. Uittreksel uit seite 8 DIN 13 blatt 22

41


muttergewinde d=D

P

tolerantie

D

D2

D1

kleinstmass

kleinstmass

grösstmass

kleinstmass

grösstmass

42

2

5H

42

40,701

40,881

39,835

40,135

42

2

6H

42

40,701

40,925

39,835

40,21

42

2

7H

42

40,701

40,981

39,835

40,31

bolzengewinde d=D

P

tolerantie

d

d2

d3

grösstmass

kleinstmass

grösstmass

kleinstmass

grösstmass

kleinstmass

42

2

4h

42

41,82

40,701

40,595

39,546

39,296

42

2

6g

41,962

41,682

40,663

40,493

39,508

39,194

42

2

8g

41,962

41,512

40,663

40,398

39,508

39,099

Andere mogelijke passingen naast 6H6g volgens DIN: - 5H4h - 7H8g Wanneer de DIN-normen voor de M33x2 en de M42x2 worden vergeleken, dan kan opgemerkt worden dat de waarden voor de M42x2 gelijk zijn aan de waarden voor de M33x2 vermeerderd met 9. Dus zullen de spelingen tussen de bouten en de moeren voor de M42x2 juist dezelfde zijn als voor de M33x2.

3. Spelingen 3.1 Productie Draad van de bout: Het tapeind wordt voorgedraaid op een flankendiameter van 31,64 +−00,,03 02 en daarna wordt de draad gerold.

42


Draad in de drijfstang: Het gat wordt voorgekotterd met een flankendiameter van 32,03 – 32,05 (vroeger was dit 32,05 – 32,08) en wordt daarna getapt.

3.2 Spelingen Om een idee te krijgen van de spelingen, werden autocad-tekeningen gemaakt waarbij verondersteld werd dat de tophoek van de schroefdraad 60º bedraagt, zoals bij een normale metrische schroefdraad en dat enkel de flankendiameters verschillen. Op die tekeningen werden de spelingen (zie fig. 3.2) afgelezen voor het geval grootste speling (= kleinste bout in grootste moer) en kleinste speling (= kleinste bout in grootste moer). Dit werd zowel voor de huidige kwaliteit 6H6g als voor 1 kwaliteit strenger (of dus 5H4h) uitgevoerd. Bemerk dat voor de laatste kwaliteit de kleinst mogelijke speling = 0, wat betekent dat de bout niet kan ingedraaid worden.

fig. 3.2: spelingen: axiaal, radiaal en orthogonaal

43


kwaliteit: 6H/6g

grootste speling

kleinste speling

flankendiam bout

31,494 flankendiam bout

31,663

flankendiam moer

31,925 flankendiam moer

31,701

rad speling diam

0,431 rad speling diam

0,038

rad speling straal

0,2155 rad speling straal

0,019

ax speling enkelv

1,25 ax speling enkelv

0,11

ortho speling enkelv

1,08 ortho speling enkelv

0,09

kwaliteit: 5H/4h

grootste speling

kleinste speling

flankendiam bout

31,595 flankendiam bout

31,701

flankendiam moer

31,881 flankendiam moer

31,701

rad speling diam

0,286 rad speling diam

0

rad speling straal

0,143 rad speling straal

0

ax speling enkelv

0,83 ax speling enkelv

0

ortho speling enkelv

0,72 ortho speling enkelv

0

Uit deze tabellen (met alle waarden in mm) kan het volgende besloten worden: •

de grootste spelingen bij kwaliteit 5H4h zijn steeds groter dan de kleinste spelingen bij de minder strenge kwaliteit 6H6g

•

bij de kleinste spelingen bij kwaliteit 5H4h is er geen speling, dit betekent dat er problemen mogelijk zijn bij het inschroeven van de bout in de moer

3.3 Dragende oppervlakte Aan de hand van bovenvermelde autocad-tekeningen werd het werkelijke contactoppervlak voor de verschillende gevallen bepaald. Figuur voor 6H6g bij maximale speling (maten op tekening zijn 10x vergroot):

44


fig. 3.3: bepaling van het contactoppervlak M33x2

speling Draaglengte (mm)

6H6g

grootste

1,001

6H6g

kleinste

1,228

5H4h

grootste

1,085

5H4h

kleinste

1,25

M42x2

speling Draaglengte (mm)

6H6g

grootste

1,001

6H6g

kleinste

1,228

5H4h

grootste

1,085

5H4h

kleinste

1,25

De dragende oppervlakte werd berekend op een analoge manier als het verband krachtaanhaalmoment bij bouten uit [2]. Nodig om oppervlakte te bepalen: (zie ook fig. 3.4) •

draaglengte = AC

•

omgerekende draaglengte = A’C’

•

Hellingshoek γ :

•

α = halve flankhoek = 30°

tan(γ ) =

P π .d 2

Gecorrigeerde halve flankenhoek α ' : cos(α ' ) =

1 tan (α ). cos 2 (γ ) + 1 2

45


fig. 3.4: schroefdraad: verklarende figuur bij de berekening van de dragende oppervlakte Met OC = O’C’ En cos(α ) =

OC O' C ' , cos(α ' ) = AC A' C '

=> A' C ' = AC.

cos(α ) cos(α ' )

Oppervlakte van 1 winding = A' C '. P 2 + π 2 .d 22 (alles in mm)

Totale dragende oppervlakte van de schroefdraad = (oppervlakte van 1 winding) x (totaal aantal windingen) Deze berekeningen worden uitgevoerd voor beide schroefdraden:

46


M33x2: Inschroefdiepte m = 47,1 mm aantal windingen z: o m = 47,1 mm: z =

47,1 = 23,55 2

 P   = 1,15° hellingshoek γ = arctan   π .d 2 

α ' = arctan (tan α . cos γ ) = 29,99° totale opp totale opp AC

A'C'

opp_winding m = 47,1 2

2

m = 47,1

M33x2

speling

(mm)

(mm)

(mm )

(mm )

(cm2)

6H6g

grootste

1,001

1,00

99,71

2348,08

23,48

6H6g

kleinste

1,228

1,23

122,32

2880,57

28,81

5H4h

grootste

1,085

1,08

108,07

2545,13

25,45

5H4h

kleinste

1,25

1,25

124,51

2932,17

29,32

M42x2: Inschroefdiepte m = 63 of 78 mm (zie hoofdstuk 2 – deel A) aantal windingen z: o m = 63 mm: z =

63 = 31,5 2

o m = 78 mm: z =

78 = 39 2

 P   = 0,91° hellingshoek γ = arctan   π .d 2 

α ' = arctan (tan α . cos γ ) = 30,00° totale opp totale opp totale opp totale opp AC

A'C'

opp_winding

m = 63

m = 63

m = 78

m = 78

M42x2

speling

(mm)

(mm)

(mm2)

(mm2)

(cm2)

(mm2)

(cm2)

6H6g

grootste

1,001

1,00

128,00

4032,18

40,32

4992,22

49,92

6H6g

kleinste

1,228

1,23

157,03

4946,57

49,47

6124,32

61,24

5H4h

grootste

1,085

1,08

138,75

4370,54

43,71

5411,15

54,11

5H4h

kleinste

1,25

1,25

159,85

5035,19

50,35

6234,04

62,34

47


Uit deze berekeningen kan het volgende besloten worden: •

binnen de kwaliteit 6H6g is er een relatief groot verschil tussen de totale oppervlakte bij de grootste en de kleinste speling (tot 11 cm2)

•

binnen de kwaliteit 5H4h is dit verschil minder groot (tot 8 cm2)

•

het verschil tussen de totale oppervlakte bij 6H6g–kleinste speling en bij 5H4h– kleinste speling is relatief klein (ongeveer 1 cm2)

•

de oppervlakte bij kwaliteit 6H/6g-kleinste speling is steeds groter dan de oppervlakte bij 5H4h-grootste speling

4. Besluit Het overschakelen naar de strengere 5H4h is niet aan te raden omdat 5H4h-grootste speling slechter is dan 6H6g-kleinste speling en omdat de kans bestaat dat de bout niet in de moer past bij de kleinste speling. De beste oplossing is de kwaliteit 6H6g te behouden, maar te werken naar een minimale speling door bijvoorbeeld het gebruik van andere en meer nauwkeurige tappen. Hiervoor werden ondertussen andere tappen besteld.

48


Hoofdstuk 4 Drijfstanglager

49


1. Inleiding In het oorspronkelijk ontwerp (fig. 4.1) van de drijfstang is de deling van de lagers 5° verdraaid ten opzichte van de deling van de drijfstang. Dit bemoeilijkt de montage: er is een positioneerpin nodig om de lagerschalen op hun plaats te houden en de 2 drijfstangdelen moeten in elkaar geklikt worden. Bijkomend nadeel van de harde positioneerpin is dat deze een vastlopen kan veroorzaken wanneer de lagerschalen ver afgesleten zijn. Het zou een stuk gemakkelijker en veiliger zijn bij de montage indien de deling van de lagerschalen en de drijfstang samen zouden vallen en de positioneerpin niet meer nodig zou zijn. Na veel overleg ging FEV hiermee akkoord, maar zonder verklaring. Daarom werd aan ons gevraagd om te controleren of deze aanpassing geen nadelige gevolgen zal hebben.

fig. 4.1: origineel ontwerp Op bovenstaande figuur 4.1 is het origineel ontwerp van de drijfstang en de lagerschalen te zien. De smeerolie wordt toegevoerd via kanalen in de krukas. Via de openingen in de lagerschalen en de groef in de kap van de drijfstang stroomt de olie naar het kanaal in de drijfstang om de zuigerpen te smeren. Daar waar de grootste druk – en dus minimale smeerfilmdikte - verwacht wordt, zijn er geen openingen in de lagerschalen. Dit is zo over een hoek van 120º (2 x 60º). Het draagvlak van het lager is dus symmetrisch.

50


2. Controle minimale filmdikte Omdat de deling van de lagerschalen ruwheden kan vertonen mag de minimale smeerfilmdikte niet optreden in de buurt van de deling van de lagers, ABC vraagt zelfs dat de minimale filmdikte op min 10° van de deling ligt. De minimale smeerfilmdikte en haar positie werden bepaald aan de hand van het programma “glijlagers.exe” [1]. Deze berekeningen werden reeds uitgevoerd in [1], maar met een “zuigermassa” van 39,7 kg volgens het originele ontwerp. Ondertussen werd de zuiger aangepast en bedraagt de “zuigermassa” nu 42 kg. “zuigermassa” = massa van de zuiger + zuigerpen + zuigerveren

Opmerking:

Resultaten voor 1000 rpm, nieuwe “zuigermassa” (zelfde resultaat voor V12 en V16, namelijk zelfde zuigers, drijfstang, verbrandingsdruk, …) h0_min (µm) positie (°) 28 bar

3,88

29,1

121 bar

3,89

115,3

150 bar

4,04

101,2

Opmerkingen: •

28 bar = compressie, geen ontsteking in de cilinder

•

120 bar: huidige maximale verbrandingsdruk in de cilinder

•

150 bar: toekomstige maximale verbrandingsdruk in de cilinder

•

de positie wordt gerekend vanaf de langse as van de drijfstang, de zin is afhankelijk van de montage (fig. 4.2) en de rotatiezin van de krukas. Het is steeds zo dat de minimale smeerfilmdikte optreedt in de zone van het lager waar de neerwaartse gaskracht op werkt.

51


fig. 4.2: doorsnede: montage van de drijfstangen (blauw en rood) Door deze posities uit te zetten op de drijfstang kunnen we visueel controleren of er een probleem is (de rode lijn geeft de positie van de minimale smeerfilmdikte aan, de blauwe lijnen kunnen geïnterpreteerd worden als de smeerfilmdikte). Figuren met de resultaten: zie bijlage 1. Als overzicht worden alle posities alsook de negatieve posities uitgezet, omdat 2 opeenvolgende drijfstangen verschillend gemonteerd zitten (fig. 4.3).

52


fig. 4.3: overzicht minimale smeerfilmpositie Deze berekeningen geven een vreemd resultaat: normaal gezien ligt de minimale smeerfilmdikte tussen den 0º en de 30 à 40º. Een mogelijke oorzaak is dat het programma “glijlagers” is geschreven voor volledig omsloten lagers en geen rekening houdt met de groef in het lager. Deze

resultaten werden vergeleken met de resultaten van FEV (enkel voor de oude

zuigermassa) en Daido Industrial Bearings Europe Limited (de leverancier van de lagerschalen voor de V-motoren). Overzicht van de plaats waar de minimale smeerfilmdikte volgens de verschillende berekeningswijzen zou optreden (hoeken in º): oude zuigermassa

rpm

bar

Daido

ABC-glijlagers

1000

28

24,5

1000

120

110,6

1000

150

211

79,5

1070

28

213

28,9

1070

120

1070

150

119,2 211

105,9

53

Hoofdstuk 4: Drijfstanglager nieuwe zuigermassa

rpm

bar

Daido ABC-glijlagers

1000

28

29,1

1000

120

115,3

1000

150

212

101,2

1070

28

213

78,4

1070

120

1070

150

123,7 212

110,4

Uit het antwoord van Daido Industrial Bearings Europe Limited blijkt dat het verschil in de positie van de minimale smeerfilmdikte bij de 2 zuigermassa’s zeer klein is (orde 1°). Maar de afwijking met de resultaten van het programma “glijlagers” is zeer groot. De verschillende berekeningsmethoden kunnen hiervan de oorzaak zijn. Uit het antwoord van FEV blijkt dat er een zone met dunne smeerfilm optreedt tussen 0° en 45°. De deling van de drijfstang gebeurt nu op 40° en de deling van de lagerschalen op 45°. Tijdens een bezoek van FEV aan ABC, hadden we de kans om te spreken met de ingenieurs. Hun ervaring is dat de zone met minimale smeerfilmdikte typisch tussen de 0 en de 30 à 40° ligt, en dat de waarde van de minimale smeerfilmdikte afhankelijk is van de berekeningsmethode, en heel sterk kan variëren. Vandaar dat er gesteund werd op de ervaring van FEV. We mogen ons echter niet blindstaren op de positie van de minimale smeerfilmdikte. Het verloop van de smeerfilmdikte (zie bijlage 1) geeft aan, dat deze minimaal is over een hele range. Hierdoor wijzigt de smeerfilmdikte maar heel weinig over 5°. Er werd besloten om de deling te laten samenvallen, vooral dan omwille van de veel gemakkelijker en veiliger assemblage.

54


3. Aanpassing lagerschalen 3.1 Behoud van originele lagerschalen Om het aantal verschillende wisselstukken te beperken, zou ABC liefst de originele lagerschalen blijven gebruiken. We onderzoeken nu of er aanpassingen nodig zijn aan de lagerschalen.

fig. 4.4: originele drijfstang met originele lagerschalen en deling niet samenvallend (verschil van 5°), met positioneerpin Volgens het origineel ontwerp (fig. 4.4) is er een verschil van 5° tussen de deling van de drijfstang en de lagerschalen. Om deze lagerschalen te monteren, moet er minstens één op zijn plaats gehouden worden, in dit geval gebeurt dit door de positioneerpin.

55


Wanneer de lagerschalen 5° verdraaid worden, moet de drijfstang aangepast worden: de ruimte voorzien voor de lippen aan de lagerschalen moet ter hoogte van de deling van de drijfstang gefreesd worden. Het gat voor de positioneerpin kan ofwel weggelaten worden (omdat de montage nu veel gemakkelijker is) of ook 5° verdraaid worden. (fig. 4.5)

aanpassing

fig. 4.5: de drijfstang is aangepast met een samenvallende split, met de originele lagerschalen (geen gat voor positioneerpin) Door het verdraaien van de lagerschalen is het draagvlak van het lager niet meer symmetrisch. (55° en 65° ipv 2 x 60°) Op figuur 4.2 is de montage van 2 drijfstangen op 1 kruk getoond. Hieruit blijkt dat de gaskracht voor de ene drijfstang zal werken op het draagvlak van 55° en voor de andere drijfstang op het draagvlak van 65°, dit voor de beide rotatiezinnen van de motor (clock en anticlock). Op de figuur is het gat voor de positioneerpin weggelaten. ABC zou het liefst deze pin weglaten, omdat dit harde onderdeel aanleiding kan geven tot beschadiging. Vermits het de bedoeling is om de originele lagerschalen te behouden, blijft het gaatje zitten in de lagerschalen. Er werd aan FEV gevraagd of dit gaatje geen problemen zou opleveren.

56


FEV merkt op dat het gaatje niets verandert aan het gedrag van de lagers. Toch raadt FEV aan om het gaatje te dichten. FEV raadt ook aan om de axiale en tangentiale positionering van de lagerschalen te bekijken (zie verder: 3.2) Indien de olie die door het kanaal in de drijfstang naar de zuigerpen moet, teveel belemmerd wordt, kan de groef in de drijfstangkap aangepast worden door deze over 5º te verlengen. (fig. 4.6)

aanpassing

fig. 4.6: de drijfstang is aangepast met een samenvallende split, met de originele lagerschalen en een aangepaste groef in de drijfstang Om de originele lagerschalen te kunnen behouden, wordt een aanpassing van de drijfstang verkozen boven een aanpassing van de openingen en groeven in de lagerschalen. Zowel FEV als Daido Industrial Bearings Europe Limited zien geen probleem in verband met de smering van de lagers en zuigerpen. Een aanpassing van 5° van de groef zal bijna geen invloed hebben en is dus niet nodig.

57


Opmerking:

Aanpassingen van de drijfstang en/of de lagers hebben een invloed op de minimale smeerfilmdikte en de positie ervan, maar deze invloed is minimaal en in eerste instantie te verwaarlozen.

Zowel FEV als Daido Industrial Bearings Europe Limited vermelden de mogelijkheid van cavitatie in de nieuwe configuratie. Cavitatie kan optreden in het onderste drijfstanglager ten gevolge van de inertie van de oliekolom tussen beide drijfstanglagers. Wanneer de drijfstang in haar bovenste dode punt een acceleratie naar beneden krijgt, dan heeft de oliekolom (hoogte ongeveer 30 cm) de neiging om in het bovenste dode punt te blijven staan, waardoor de druk in het onderste lager daalt. Bij een te grote drukdaling zal cavitatie optreden. Cavitatie is zeer moeilijk te berekenen en kan eigenlijk alleen proefondervindelijk vastgesteld worden. Elke aanpassing aan het lager heeft een invloed op mogelijke cavitatie, waarbij op voorhand niet duidelijk is of het aangepaste lager beter of slechter zal zijn wat betreft cavitatie. Maar er moet steeds rekening gehouden worden met mogelijke cavitatie. Om zeker te zijn dat er geen problemen zijn in verband met cavitatie, moeten de lagers getest worden. Dit kan door de lagerschalen te inspecteren na enkele 1000 h draaien van de motor.

3.2 Positionering In het origineel ontwerp werden de lagerschalen axiaal en tangentiaal gepositioneerd tijdens de montage door middel van de positioneerpin, daarna zorgt de voorspanning voor de positionering. Deze pin was vooral belangrijk om tijdens de montage de ene lagerschaal op zijn plaats te houden wanneer de andere erin geklikt werd. Wanneer de lagerschalen 5° verdraaid worden, is deze positionering niet meer nodig: de delingen van de schalen en de drijfstang vallen samen. FEV raadde aan om toch een axiale en tangentiale positionering te voorzien: Wanneer er geen offset is, is het mogelijk dat de schalen tijdens de montage roteren, en hydraulisch samengedrukt worden bij de montage van de bouten. De positionering is dus nodig om een robuuste en betrouwbare montage te bekomen. Deze positionering kan gebeuren door middel van een aanpassing van de lippen van de lagerschalen naar analogie met de lijnmotoren.

58


Axiale positionering: moet verhinderen dat de lagerschalen uit de drijfstang kan glijden tijdens de montage. Tangentiale positionering: moet verhinderen dat de lagerschalen roteren in de drijfstang tijdens de montage. In het origineel ontwerp worden de lagerschalen ten opzichte van elkaar gepositioneerd door 2 lippen die contact maken, het tangentiaal vastzetten van de schalen gebeurde door de positioneerpin. a) Huidige situatie voor de V-motor (fign 4.7 tem 4.9) - de 2 lippen zitten tegen elkaar - de plaats voor de lippen in de drijfstang wordt gefreesd wanneer de drijfstang nog niet gedeeld is, en voor beide lippen tegelijkertijd - de deling van de drijfstang is vertand

lippen gat voor positioneerpin

fig. 4.7: lagerschalen V-motor

59


fig. 4.8: uitgefreesde (plaats voor de lippen) en gedeelde drijfstang

fig. 4.9: frezen bij de drijfstang van de V-motor b) Huidige situatie voor de lijnmotoren (fign 4.10 en 4.11) - de 2 lippen zitten geschrankt

60


- de plaats voor de lippen in de drijfstang wordt gefreesd wanneer de drijfstang reeds gedeeld is, en voor beide lippen apart - de deling van de drijfstang is recht

fig. 4.10: geschrankte lippen bij de lijnmotor

fig. 4.11: frezen bij de drijfstang van de lijnmotor

61


c) Problemen wanneer de positionering bij de V-motor op een analoge manier gebeurt als bij de lijnmotor de volgende figuren (fign 4.13 tem 4.15) zijn detailfiguren van de drijfstang met de lagerschalen en de lippen ingepast. Opmerking: de afmetingen van de lip kunnen sterk variëren (fig. 4.12).

fig. 4.12: drijfstang met aanduiding van detail van volgende figuren en detail van de toleranties van de afmetingen van de lip

62


c.1 lagerschaal van lagerkap

fig. 4.13: lagerschaal van de lagerkap ingepast in de nieuwe (geschrankte) groef opmerkingen: - geen draagvlak voor lip -> speling mogelijk - hoge spanningsconcentraties en dus plastische vervorming mogelijk aan de tip van de lip en aan het eind van de tanden in de drijfstang

63


c.2) lagerschaal van drijfstang

fig. 4.14: lagerschaal van de drijfstang ingepast in de nieuwe (geschrankte) groef opmerkingen: - geen plaats voor de lip, tenzij de tand van de lagerkap (rood gearceerd) weggefreesd wordt - wanneer de tand wordt weggefreesd is er geen speling mogelijk en wordt het lager op de juiste plaats gehouden - hoge spanningsconcentraties mogelijk aan de 1e tand van de drijfstang (oplossing: afronden)

c.3) Conclusies Wanneer de tand van de lagerkap weggefreesd wordt, wordt aan de kant van de drijfstang een goede oplossing bekomen zonder speling. Door de lip op de lagerschaal van de lagerkap op het andere uiteinde te plaatsen en de vertanding daar aan te passen, kan daar dezelfde oplossing bekomen worden voor de lagerschaal van de lagerkap. Bij deze drijfstang wordt het 64


dan ook onmogelijk om de lagerkap verkeerd op de drijfstang te monteren. Indien daarenboven nog de vertanding iets verschoven wordt, dan wordt het draagvlak voor de lip iets groter.

fig. 4.15: verschoven vertanding met maximaal draagvlak voor de lip van de lagerschaal van de drijfstang

65


fig. 4.16: analoge figuur voor de lagerschaal van de lagerkap: origineel en aangepast

66


d) Nieuw probleem Uit de eindige elementenberekeningen van FEV blijkt dat de vertande verdeling van de drijfstang aan hoge spanningen onderworpen is. Wanneer aanpassingen aan die vertanding doorgevoerd worden, moeten deze spanningen zeker gecontroleerd worden. e) Lagerschalen Wanneer bovenstaande aanpassingen doorgevoerd worden, is het onmogelijk om de originele lagerschalen te behouden. Indien wordt besloten om de positionering uit te voeren zoals bij de lijnmotor, kunnen de lagerschalen op volgende manier aangepast worden: - gat voor positioneerpin weglaten - verplaatsen van de lip op de lagerschaal van de lagerkap - oliegroef in de lagerschalen 5° verdraaien, zodat opnieuw een symmetrisch draagvlak (2 x 60°) van het lager bekomen wordt, en de oliegroef in het lager in overeenstemming is met die in de drijfstang

fig. 4.17: voorstel voor nieuwe lagerschalen met bovenstaande aanpassingen 67


4. Vervolg Omdat het aanpassen van de positionering bij de V-motor naar analogie met de lijnmotor minder eenvoudig is dan eerst gedacht, wou ABC eerst controleren of die positionering wel zo’n groot probleem is. Daarom werd een drijfstang afgewerkt waarbij zowel de plaats voor de lippen als het gat voor de positioneerpin 5° verdraaid werden. Deze drijfstang zal zonder positioneerpin en met extra voorzichtigheid gemonteerd worden in een drijfstang om dan achteraf te controleren of de lagerschalen goed functioneren. Indien er toch een probleem is, dan kan de positioneerpin nog steeds gebruikt worden, maar de montage zal al een stuk vlotter gaan, nu de schalen niet meer in elkaar geklikt moeten worden. Het voordeel van deze oplossing is dat de originele lagerschalen – waarvan reeds een voorraad aanwezig is - kunnen gebruikt worden. Deze oplossing is te verkiezen boven het schranken van de lippen, omdat dit laatste voor afwerkingsproblemen zorgt, zoals hierboven beredeneerd werd.

68


Hoofdstuk 5 Turbolader

69


1. Inleiding In het origineel ontwerp waren geen leidingen voorzien om het lagerhuis van de turboladers parallel te koelen met de cilinders van de motor. (zie fig. 5.1) Het koelwater voor de turboladers werd afgetapt tussen de luchtkoeler en de oliekoeler. (zie fig. 5.1 – waarden voor regimetoestand) Het is de bedoeling dat het koelwater stroomt in de zin zoals aangeduid op de figuur, maar vermits de druk van het koelwater in een split koelomloop na de cilinders 1,8 bar bedraagt, en de druk tussen de lucht- en oliekoeler 1,3 bar is, worden de turboladers in tegengestelde zin doorstroomd. Wanneer de koeling parallel gebeurt met de cilinders (zie fig. 5.2), dan zou het temperatuursverschil van het koelwater over de turboladers 3 à 5°C bedragen, wat lager is dan het maximum van 10°C dat voorgeschreven wordt door de constructeur.

2. KBB Dit probleem werd voorgelegd aan de constructeur van de turboladers (type M40/647), de firma KBB. Dit is een dochterbedrijf van ABC. KBB merkt op dat door de omgekeerde stroomzin van het koelwater de turbo warmer koelwater krijgt aan de ingang. De meest kritische parameter is het temperatuursverschil over de turboladers dat niet meer dan 10°C mag bedragen om scheuren als gevolg van de thermische spanningen te vermijden. Indien het temperatuursverschil hoger is dan 10°C wijst KBB ook alle verantwoordelijkheid af. KBB raadt sterk aan om het koelsysteem aan te passen, dit door ofwel de inlaat van het turbokoelwater te verbinden met de inlaat van de cilinderkoeling (maw, volgens fig. 5.2), ofwel door de uitlaat van het turbokoelwater te verbinden met een plaats waar de druk lager is dan 1,4 bar, bijvoorbeeld na de oliekoeler of met een aparte pijp naar de gravity tank.

70


fig. 5.1: origineel ontwerp

fig. 5.2: aangepast ontwerp

71


3. Oplossing 3.1 Controle van de huidige temperaturen Om te controleren of het temperatuursverschil van het koelwater over de turbo minder dan 10°C bedraagt, werden de temperaturen aan de inlaat en uitlaat van een turbolader en de luchtkoeler opgemeten. (fig. 5.3)

fig. 5.3: detail werkelijke situatie met gemeten temperaturen Het temperatuursverschil over de turbo is kleiner dan 10°C. Op mechanisch vlak is er dus geen probleem. Maar vermits de werkelijke stroomzin tegengesteld is aan de pijlen, wordt de turbolader gekoeld met warmer koelwater, waardoor de koeling minder goed is.

72


Volgens het origineel ontwerp bedraagt het temperatuursverschil van het koelwater over de luchtkoeler 15,5°C (57,5 – 42), in deze configuratie is het temperatuursverschil slechts 4°C. De koeling van de lucht is minder efficiënt. Dit heeft invloed op het vermogen dat de motor kan leveren: hoe kouder de inlaatlucht, hoe groter de massa lucht in de cilinders, hoe groter het motorvermogen. Een efficiënte koeling is dus belangrijk. Uit het antwoord van KBB en de temperatuursmetingen kunnen we besluiten dat de situatie niet kritiek is voor de reeds geleverde motoren, maar dat een aanpassing wenselijk is. Dit om schade aan de turboladers vanwege thermische spanningen te voorkomen en de prestaties van de motor te verbeteren door middel van een effectieve luchtkoeling.

3.2 Aanpassing Bij de volgende motoren zal de turbo in parallel gekoeld worden met de cilinders. Hiervoor werd door ABC een aanpassing van de motor voorzien. Vanaf de eerstvolgende afwerkingsserie zal er een supplementaire opening in de waterinlaatcollector geboord worden. Daardoor zal ook de ruimte tussen het motorblok en de steun van de luchtkoeler gevuld worden met water, zodat de aftakking voor de koelwaterpijpen turbo-in parallel kan gebeuren met het motorblok. Hierdoor zal de druk van het koelwater bij de inlaat van de turbo hoger zijn dan bij de uitlaat en zal de turbo in de juiste zin doorstroomd worden. Aanpassingen: -

boren van gat in waterinlaatcollector in het motorblok van de V-motor

-

bijboren van zijdelings gat voor aansluiting van de koppeling voor de turbokoeling voor bank A en B

-

afdichtingen voorzien voor de openingen in het cilinderblok o bijkomend 2 gaten M12 boren in het kopvlak van het cilinderblok voor de afdichting van de waterruimte o bijboren 2 gaten Ø 14 mm in de steun van de luchtkoeler

73


Deze ruimte wordt dus extra gevuld met water. fig. 5.4: motorblok - doorsnede

uitlaat cilinderkoeling

Koppeling: aansluiting turbokoeling

fig. 5.5: extra aansluitingen

74


De uitlaatcollector voor het koelwater van de cilinders is dezelfde als bij de lijnmotor met 8 cilinders. Bij de lijnmotoren gebeurt de turbokoeling in parallel met de cilinders zodat deze collector niet meer moest aangepast worden, een andere flens aanbrengen was voldoende. Op de volgende foto’s zijn reeds de leidingen tussen de koppeling en de turbo alsook tussen de turbo en de uitlaatcollector van de cilinderkoeling aangebracht.

fig. 5.6: in- en uitlaat turbokoeling

fig. 5.7: uitlaat turbokoeling naar uitlaat cilinderkoeling 75

Hoofdstuk 6: oliepomp

Hoofdstuk 6 Oliepomp

76


1. Inleiding De oliepomp die de motor van smeerolie voorziet is uitgevoerd als een tandradpomp. De originele pomp levert een debiet van ongeveer 80 m3/h. Bij de V12 wordt de helft hiervan via een regelklep teruggestuurd naar het oliereservoir. De regelklep regelt de druk zo dat aan het begin van de hoofdtoevoerleiding de druk 5 bar bedraagt. In de thesis “Onderzoek en testen op de V-motor prototype” van Sven Van den Eeckhout en Patrice Vindevogel [5] kreeg de pomp een schuine vertanding om het lawaai te beperken. Het gevolg hiervan was dat het debiet verminderde: deze pomp levert een debiet van 67,5 m3/h, wat voldoende is voor de V12, maar niet voldoende zal zijn voor de V16. Indien de originele tandwielen met een breedte van 180 mm aangepast worden naar een breedte van 240 mm, levert de pomp een theoretisch debiet van 90 m3/h. Na de regelklep zal het debiet dan voldoende zijn voor de smering van de V16. Daarom werd aan ons gevraagd om zowel de verenkoppeling, de spieverbindingen en de lagers na te rekenen alsook het pomphuis aan te passen. Daarvoor moet het vermogen van de pomp gekend zijn. Dit werd berekend aan de hand van drukverliesberekeningen van de leidingen. Deze berekeningen zijn analoog als die in de thesis “Ontwikkeling en beproeving van een stationaire dieselmotor in V-schikking” van Valentijn Kuijken en Koen Lodefier. [3] Wanneer het vermogen van de oliepomp bepaald is, is de totale vermogensafname van de pompen gekend indien de vermogens van de andere pompen gekend zijn [3]. Op basis van het vermogen van de oliepomp kunnen de spieverbinding en de lagers van de assen van de pomp gecontroleerd worden, alsook de koperlagers van de oliepomp. Op basis van de totale vermogensafname kan de verenkoppeling nagerekend worden. Bij het begin van de berekening van de drukverliezen in de leidingen met de nieuwe pomp en het grotere debiet, werd vlug duidelijk dat de oliesnelheden zeer groot werden. Voor de leiding tussen de pomp en de regelklep wordt bijvoorbeeld een snelheid van 6,44 m/s bekomen.

77


Snelheid V =

Met

4.Q π .D 2 D = 0,0703 m

diameter van de leiding

Q = 90 m3/h

volumedebiet door de leiding

Î V = 6,44 m/s

Binnen ABC wordt aangeraden om de oliesnelheden te beperken tot 1 m/s voor de zuigleiding en 1 à 2 m/s voor de persleiding. Bij deze snelheden worden minimale diameters van 178mm voor de zuigleiding en 126 mm voor de persleiding bekomen. Volumedebiet Q = 90 m3/h = 0,025 m3/s Q = A.V met

A=

π .D 2 4

doorstroomoppervlakte

V = gemiddelde snelheid in de leiding minimale diameter voor zuigleiding voor Vmax = 1 m/s Dmin =

4.Q

π

= 178 mm

minimale diameter voor persleiding voor Vmax = 1 à 2 m/s Dmin =

2.Q

π

= 126 mm

Op basis van de opmerking in verband met de te hoge oliesnelheden en de onrealistisch grote diameters, werden door ABC de diameters van de leidingen aangepast zodat het snelheidsniveau overeenstemt met dat van de lijnmotoren. ABC heeft reeds veel ervaring met deze lijnmotoren en daar treden geen problemen op in verband met hoge oliesnelheden. De drukverliesberekening voor de leidingen werd uitgevoerd voor deze nieuwe leidingen.

78


2. Aanpassing pomphuis Het originele pomphuis voor tandwielen heeft een breedte van 180 mm, de diameter van de zuig- en persleiding bedraagt 108 mm. (fig. 6.1)

fig. 6.1: origineel pomphuis

fig. 6.2: aangepast pomphuis

Volgende aanpassingen werden doorgevoerd: (fig. 6.2) •

verlengen van 180 mm naar 240 mm

•

centraal plaatsen van aanzuig- en persopening

•

verbreden van aanzuig- en persopening van 108 naar 130 mm zodat de diameters in overeenstemming zijn met de bredere leidingen

79


3. Vermogensafname van de oliepomp Naar analogie met [3] wordt het vermogen berekend bij 20°C en bij 80°C. “Het vermogen dat aan de oliepomp geleverd moet worden, bepalen we zowel in koude toestand (20 °C) als in werkingstoestand. In werkingstoestand is er een temperatuursval in de koeler van 92 °C naar 79,2 °C.

Dit veroorzaakt in feite een verandering in

massadichtheid, viscositeit en debiet. Om de berekeningen niet nodeloos complex te maken, nemen we echter aan dat de olietemperatuur overal 80 °C bedraagt. Dit levert een kleine overschatting van de verliezen, aangezien de viscositeit bij 80 °C hoger is dan bij 92 °C.”

De olie die verpompt wordt is SAE 30 (minerale diesel olie API CF). Gegevens voor SAE 30: Densiteit

ρ ( 20°C ) = 890 kg/m3

Kinematische viscositeit

ν (40°C ) = 96,4 cSt ν (100°C ) = 11,5 cSt

Uit [1] halen we de formules om de densiteit en de kinematische viscositeit te bepalen bij 20 en 80°C. Densiteit: ρ = ρ 20 .(1 − 0,00064.(θ − 20)) Met

ρ = densiteit in kg/m3 ρ 20 = densiteit bij 20°C θ = temperatuur in °C

Dynamische viscositeit: log(µ ) = Met

A +C θ + 95

µ = dynamische viscositeit in mPa.s A en C = constanten, te bepalen uit bijvoorbeeld de gegevens voor 40 en 100 ° (A = 412,69 ; C = 4,87)

80


θ = temperatuur in °C

Kinematische viscositeit: ν = Met

µ ρ

ν = kinematische viscositeit in m2/s

µ = dynamische viscositeit in Pa.s ρ = densiteit in kg/m3 met deze formules bekomen we volgende waarden: temp (°C) densiteit rho (kg/m3) dyn vscos mu (mPa.s) kin vscos nu (mm2/s) 20

890

288085319,6

323,6913704

40

878,608

84697811,2

96,4

80

855,824

16948590,22

19,80382675

100

844,432

9710968

11,5

3.1 Drukverliezen 3.1.1 Drukverlies in de oliekoeler Het drukverlies in de oliekoeler werd opgegeven door de fabrikant. Bij normale werking bedraagt het debiet door de oliekoeler ongeveer 60 m3/h, wat overeenkomt met een drukval van 31,69 kPa. Wanneer de regelklep volledig gesloten is (zie 3.1.3) en er dus 90 m3/h door de oliekoeler stroomt, bedraagt de drukval 51,98 kPa.

3.1.2 Drukverlies in de oliefilter Het drukverlies in de niet-bevuilde oliefilter is opgegeven door de fabrikant en bedraagt ongeveer 40 kPa bij een debiet van 40 m3 / h. Het verlies varieert (benaderd) lineair met de snelheid.

81


3.1.3 Drukverlies in de regelklep De regelklep werd ontworpen door ABC. Vermits het een compleet nieuwe regelklep is, zijn er nog geen gegevens bekend in verband met drukverlies over de klep. Het drukverlies in de regelklep kan op verschillende manieren bepaald worden. Een eerste manier is het meten van het drukverlies. Nauwkeurige drukmeters zijn beschikbaar in het labo Vervoertechniek. Wanneer metingen uitgevoerd worden, is het gemakkelijker om het drukverschil over de pomp te meten. Door dit drukverschil te vermeningvuldigen met het debiet (evenredig met het toerental bij een volumetrische pomp) is het vermogen direct gekend. In afwachting van de opbouw van de motor met de nieuwe leidingen en pomp kan het drukverlies geschat worden aan de hand van analytische berekeningen. Het simuleren van de regelklep in een eindige elementenpakket (vb fluent) is ook een mogelijkheid. Het nadeel van deze manier is natuurlijk dat de achterliggende algoritmes van zo’n pakket niet eenvoudig te interpreteren zijn, en dat er enige ervaring nodig is om tot correcte resultaten te komen. Gezien het belang van de verliesberekening over de klep, leek het ons niet erg nuttig om daar veel tijd in te stoppen. Een analytische berekening van het drukverlies in de meest kritische toestand zal een veel vlugger en toch voldoende nauwkeurig resultaat opleveren. De meest kritische toestand treedt op wanneer de regelklep volledig gesloten is. Ten eerste zal de snelheid in de leidingen na de regelklep toenemen omdat alle olie naar de motor moet stromen. In de normale werkingstoestand zou slechts ongeveer 2/3 van het debiet naar de motor stromen. Ten tweede zal, wanneer de regelklep niet volledig gesloten is, de stroming naar de motor een drukverlies ondergaan door de vernauwing in regelklep en de ladingsverliezen in de leidingen. De olie die terugstroomt naar het carter ondergaat vooral een drukverlies door de smoring in de regelklep, de ladingsverliezen in de leiding naar het carter zijn zeer beperkt, er is ook geen tegendruk. Om deze 2 redenen zal het drukverlies het grootst zijn bij volledig gesloten klep. De berekening van het ladingsverlies van de regelklep op basis van [6]: De gesloten regelklep komt overeen met een plotse vernauwing, waarvoor volgende formules geldig zijn:

82


∆h = ς .

V22 in meter oliekolom 2. g

 1 met ς = 1 −   ψ

2

en ψ = 0,681 voor

D2 71 = = 0,71 100 D1

V2 = snelheid na de vernauwing =

4.Q = 6,44 m/s π .D 22

Î ∆h = 0,463946 m oliekolom

3.1.4 Drukverlies in de leidingen De drukverliezen ∆ h in de olieleidingen worden op een analoge manier uitgevoerd als in [3], waar gebruik werd gemaakt van [6] en [7]. De gemiddelde snelheid V en het Reynolds-getal Re worden eerst bepaald: 4.Q  V = π .D 2   Re = V .D  ν met • Q het debiet (m3/s)

• D de diameter van de leiding (m) • ν de dynamische viscositeit (m2/s) Als Re < 2300 dan is de stroming laminair, als Re > 2300 dan is de stroming turbulent, met rond 2300 een transiënte stroming (overgang van laminair naar turbulent). Afhankelijk van het laminair of turbulent zijn van de stroming moeten andere formules gebruikt worden voor de berekening van het drukverlies. LAMINAIRE STROMING

1) rechte stukken:

∆h = λ

L V2 D 2g

met • λ =

in m vloeistofkolom

64 Re

83


• L de lengte van de leiding 2) bochten:

∆h = λ

π R V2 2D 2g

in m vloeistofkolom

 met • λ = 32 Re 

2R  D 

−2 / 3

• R de bochtstraal gemeten aan de hartlijn TURBULENTE STROMING

n = 0,014 K=

voor normaal afgewerkte buizen

410/3 n 2 π 2 D16 / 3

J = K Q2

1) rechte stukken:

∆h = J L

2) bochten:

∆h = ς

V2 + J Rθ 2g

met • ς afhankelijk van

R D

• R de bochtstraal gemeten aan de hartlijn • θ de hoek van de bocht Berekeningen: zei bijlage 2 De berekeningen zijn steeds uitgevoerd voor de meest kritische situatie met een debiet van 90 m3/h door de volledige leidingen, koeler en filter. Deze situatie komt overeen met een gesloten regelklep.

84


De ladingsverliezen ∆ h in m oliekolom worden omgerekend naar ladingsverliezen ∆ p in Pa volgens:

∆p = ρ g ∆h 20°

80°

eenheden

oliereservoir -> pomp

0,668

0,695

mOk

pomp -> regelklep

0,141

0,303

mOk

regelklep

0,464

0,464

mOk

regelklep -> koeler

1,185

3,710

mOk

filter -> hoofdtoevoer

0,225

1,321

mOk

oliereservoir -> pomp

5,902

6,136

kPa

>> druk aan einde zuigleiding

-5,902

-6,136

kPa

501,246

502,677

kPa

regelklep

4,096

4,096

kPa

regelklep -> koeler

10,465

32,755

kPa

in koeler

51,98

51,98

kPa

90

90

kPa

1,988

11,659

kPa

659,775

693,167

kPa

653,873

687,031

kPa

drukverliezen (meter oliekolom)

drukverliezen (kPa)

pomp -> regelklep

in filter filter -> hoofdtoevoer >> druk aan begin persleiding manometrische opvoerdruk

Door de turbulentie is de manometrische opvoerdruk hoger bij 80° dan bij 20°, niettegenstaande de viscositeit bij 80° lager is.

3.2 Vermogen opgenomen door de oliepomp Het theoretisch vermogen dat door de oliepomp opgenomen wordt: Ptheo = ∆pmanometrisch .Q rekening houdend met het volumetrisch en mechanisch rendement wordt dat: PG =

∆p manometrisch Q η volumetrisch η mechanisch

85


met

• Q = 67,5 m³/h (pomp 1) of 90 m³/h (pomp 2) • volumetrisch rendement van de tandradpomp η volumetrisch ≈ 0,9 • mechanisch rendement van de tandradpomp en tandwieloverbrenging

η

mechanisch

≈ 0,7

Er werd gerekend met een totaal rendement van 63%, wat volgens de constructeur van de pomptandwielen een realistische waarde is. 20°

80°

eenheid

theoretisch vermogen oliepomp

16,35

17,18 kW

met rendementen

25,95

27,26 kW

Voor de verdere berekeningen wordt er rekening gehouden met een vermogen van 27,3 kW. Opmerking: Het vermogen van de orignele oliepomp bij de V12 bedraagt volgens analoge berekeningen 22 kW [3]. Wanneer de rotoren van de pomp 1/3 verbreden, maar ook de leidingen verbreden, is een vermogen van 27,3 kW een realistische waarde.

3.3 Totaal opgenomen vermogen De pompen (fig. 6.3) nemen de volgende vermogens op (zie [3] – vermogen zeewaterpomp: opgegeven door de fabrikant): nr.

beschrijving

opgenomen vermogen (kW)

2

waterpomp

7,1

2’

waterpomp

7,1

3 en 3’ tussenwielen 4

brandstofpomp

5 en 6 Tussenwiel 7

oliepomp

8

zeewaterpomp totaal:

0 1 0 27,3 9 51,5 kW 86


fig. 6.3: overzicht van de tandwielen voor de aandrijving van de pompen (kijkend naar vliegwielzijde) Van de krukas wordt dus een vermogen van 51,5 kW afgetapt voor de aandrijving van de hulppompen. Eventueel zal er later, bij droog karter, nog een leegzuigpomp voorzien worden. Om de berekening van het opgenomen vermogen van de oliepomp te toetsen, werd het drukverschil over de oliepomp gemeten, waaruit het vermogen berekend werd. Zie hoofdstuk 8 voor de resultaten.

87


4. Controle van de spieverbinding

1

2

fig. 6.4: samenstelling oliepomp (originele: B = 180 mm) Volgende onderdelen van de oliepomp (fig. 6.4) zijn belangrijk voor de berekening van de spieën: onderdeel

materiaal

YS (MPa) TS (MPa)

Spie 1 : A8x5x28

St-50

290

470

Spie 2: A14x9x70

St-50

290

470

42CrMo4V

min 620

1000

GGG-40

250

400

as tandwiel rotor tandwiel aandrijving

17CrNiMo6MQ

min 1150

Opmerking: Notatie van de spie: A breedte x hoogte x lengte

88


De berekening van de spie werd uitgevoerd volgens Roloff/Matek [8] Toelaatbare vlaktedruk: p toel =

Re K t .REN = Sf Sf

•

ptoel : toelaatbare vlaktedruk (MPa)

•

K t : technologische grootte-factor

•

REN : vloeigrens (MPa) = YS

•

S f : veiligheidsfactor = 1,5 voor vlakke inlegspie in staal

Gemiddelde vlaktedruk op de spie:

p gem =

2.K a .M nom .K λ d .h'.l '.n.ϕ

•

p gem : gemiddelde vlaktedruk (MPa)

•

K a : bedrijfsfactor = 1,5 o aandrijvende machine: middelmatige stoten (V16) o aangedreven machine: lichte stoten (tandradpomp met schuine

vertanding)

•

M nom = P / ω nominaal koppel (Nm) op de spie, ω =

2.π .n met ω = 60

hoeksnelheid (rad/s) en n = toerental van de pomp = 1500 rpm

•

K λ : lastverdelingsfactor

•

d: diameter van de as

•

h’ ≅ 0,45.h: dragende spiehoogte

•

l’=l-b: dragende spielengte

•

n: aantal spieën

•

ϕ = 1 voor n = 1, ϕ = 0,75 voor n = 2 : correctie op draagvermogen bij meerdere spieën

89


4.1 Controle van de spie voor de rotortandwielen van de pomp De rotortandwielen van de oliepomp worden op de as bevestigd door middel van een vlakke inlegspie – hoog model type A14x9x70 (DIN 6885).

•

d = 48 mm

•

K t = 0,96 voor d = 48 mm

voor St-50: ptoel ≅ 190 MPa voor GGG-40: ptoel = 160 MPa

•

K λ = 1,12

•

h’ = 4,05 mm

•

l’ = 56 mm

gemiddelde vlaktedruk: A 14 x 9 x 70

motor

d = 48 mm

vermogen

moment

aantal vlaktedruk

[kW]

[Nm]

spieën

[MPa]

V16

27,3

173,7972

1

53,64

V12

22

140,0563

1

43,23

Besluit: De spieën voor de rotortandwielen zijn voldoende veilig Opmerking: Bij deze berekening werd geen rekening gehouden met het wisselmoment. Dit moment bedraagt ongeveer 20 Nm (zie torsietrillinsberekening), maar vermits de veiligheden hier voldoende groot zijn (orde 3), moet er geen rekening gehouden worden met het wisselmoment.

90


4.2 Controle van de spie van het aandrijvende tandwiel Het aandrijvende tandwiel van de oliepomp wordt op de as bevestigd door middel van een vlakke inlegspie – laag model type A 8 x 5 x 28 (DIN 6885).

•

d = 30 mm

•

K t = 1 voor d = 30 à 32 mm

voor St-50: ptoel ≅ 200 MPa

•

K λ = 1,1

•

h’ = 2,25 mm

•

l’ = 20 mm

gemiddelde vlaktedruk: motor

type spie aantal vermogen moment spieën (kW)

V16

V12

lijn

druk

(Nm)

veiligheid tov p_toel

(MPa)

8 x 5 x 28

1

27,3

173,80

424,84

0,456

8 x 5 x 28

2

27,3

173,80

283,23

0,68

8 x 5 x 28

1

22

140,06

342,36

0,56

8 x 5 x 28

2

22

140,06

228,24

0,85

8 x 5 x 28

1

13,2

84,03

205,46

0,94

8 x 5 x 28

1

19,1

121,59

297,23

0,65

Opmerkingen:

•

Voor de huidige pomp bij de V12 wordt een vlaktedruk van ongeveer 340 MPa bekomen, terwijl slechts een vlaktedruk van 200 theoretisch toelaatbaar is

•

Voor de V16 wordt voor 1 spie een vlaktedruk van 425 MPa bekomen

Vermits er nog geen problemen zijn met de huidige V12-motoren, is de waarde voor ptoel te streng. ABC heeft reeds veel ervaring met de lijnmotor. Indien de vlaktedruk bij de V16 en de 91


V12 vergelijkbaar zou zijn met de vlaktedruk van de lijnmotor, dan is de spie voldoende veilig. Daarom werd voor de lijnmotor de vlaktedruk berekend bij nominaal vermogen (13,2 kW) van de pomp, en bij een uitzonderlijk hoog vermogen (19,1 kW) van de pomp. Het is dus de bedoeling dat de veiligheid van de spie tussen de 0,65 en de 0,94 ligt, en liefst zo dicht mogelijk bij de 0,94. Wanneer er rekening gehouden wordt met een wisselmoment van 20 Nm (zie torsietrillingsberekening), worden volgende resultaten bekomen: wisselmoment: 20 Nm motor

type spie aantal spieën

V16

V12

moment + wissel

druk

(Nm)

(MPa)


8 x 5 x 28

1

193,80

473,73

0,41

8 x 5 x 28

2

193,80

315,82

0,61

8 x 5 x 28

1

160,06

391,25

0,49

8 x 5 x 28

2

160,06

260,83

0,74

Mogelijke oplossingen:

•

Gebruik van meerdere (2) spieën (zie vorige tabellen - korte termijnoplossing)

•

Gebruik maken van een langere spie

•

Gebruik van meerdere en grotere spieën. Om in overeenstemming te zijn met de norm moet daarvoor de asdiameter vergroot worden naar bijvoorbeeld 32 mm.

•

Gebruik van een ander materiaal voor de spie

Meerdere spieën Wanneer zowel bij de V12 als bij de V16 gebruik wordt gemaakt van 2 spieën, ligt de waarde van de vlaktedruk van beide V-motoren tussen de 2 waarden voor de lijnmotor, behalve bij de V16 wanneer rekening gehouden wordt met het wisselmoment. Langere spie Vermits er niet veel plaats over is ter hoogte van de kleine spie (zie fig. 6.4), zal bij het verlengen van de spie het ontwerp van het tandwiel en de as opnieuw bekeken moeten worden.

92


Grotere spieën Wanneer de diameter van de as van 30 mm vergroot naar 32 mm, verkleint de schuifkracht op de spie. Volgens de DIN-norm moet de spie dan ook groter zijn (type A 10 x 6 x 28). Met

•

K λ = 1,1

•

h’ = 2,7 mm

•

l’ = 18 mm

wordt de vlaktedruk in dit geval (zowel zonder als met wisselmoment) motor V16

V12

type spie

aantal vermogen moment

druk

spieën (kW)

(MPa)

(Nm)


10 x 6 x 28

1

27,3

173,80

368,78

0,52

10 x 6 x 28

2

27,3

173,80

245,86

0,79

10 x 6 x 28

1

22

140,06

297,19

0,65

10 x 6 x 28

2

22

140,06

198,12

0,98

wisselmoment: 20 Nm motor

type spie

aantal

moment + wissel

spieën (Nm) V16

V12

druk


(MPa)

10 x 6 x 28

1

193,80

444,12

0,44

10 x 6 x 28

2

193,80

296,08

0,65

10 x 6 x 28

1

160,06

366,80

0,53

10 x 6 x 28

2

160,056

244,53

0,79

Een mogelijke oplossing is dus de asdiameter te vergroten naar 32 mm en gebruik te maken van 2 spieën type A 10 x 6 x 28, vermits in dit geval de vlaktedrukken van de V-motoren tussen de nominale en uitzonderlijke vlaktedruk van de lijnmotor gelegen zijn. Ander materiaal voor de spie Wanneer de spie uit hetzelfde materiaal als de as (42CrMo4V – vloeigrens 900 MPa) vervaardigd zou worden, dan zou de toelaatbare vlaktedruk 600 MPa bedragen. In dit geval zijn alle veiligheden groter dan 1,2, zelfs voor 1 spie type 8 x 5 x 28.

93


wisselmoment: 20 Nm motor

type spie aantal

moment + wissel

spieën V16

V12


(Nm)

8 x 5 x 28

1

193,80

1,27

8 x 5 x 28

2

193,80

1,90

8 x 5 x 28

1

160,06

1,53

8 x 5 x 28

2

160,056

2,30

Maar de fabrikant van de spieën verkoopt geen spieën in dit materiaal. ABC zou deze zelf kunnen machineren. De materialen waarin de spieën wel verkrijgbaar zijn, staan op de website van de fabrikant (http://www.gorreux.be/) vloeigrens treksterkte materiaal

(MPa)

(MPa)

C45K

430

650

C60K

520

800

X22CrNi17

600

800

X5CrNi18 9

195

500

X10CrNiMoTi18 10

225

500

De berekening werd uitgevoerd voor X22CrNi17. Voor dit materiaal is de toelaatbare vlaktedruk 400 MPa. motor

type spie aantal veiligheid tov p_toel veiligheid tov p_toel spieën

V16 V12

met wisselmoment

8x5

1

0,94

0,84

8x5

2

1,41

1,27

8x5

1

1,17

1,02

8x5

2

1,75

1,53

Deze veiligheden liggen zelfs voor 1 spie in de buurt van de veiligheden van de huidige lijnmotor. Verwacht wordt dat spieën in dit materiaal zullen voldoen. Besluit:

Wanneer de originele spie, in de originele samenbouw, vervangen wordt door een spie in een beter materiaal, zullen er geen problemen optreden met de spieën van de oliepomp. Er moet wel op gelet worden dat de nieuwe spieën niet verwisseld kunnen worden met de oude spieën.

94


4.3 Controle van de schuifspanning in de as ter hoogte van de kleine spie Voor de berekening van de schuifspanning zijn volgende grootheden van belang: Mwissel wisselmoment = 20 Nm n

toerental = 1500 rpm

ω

hoeksnelheid =

Wp

polair weerstandsmoment =

τ

schuifspanning op de omtrek van de (vervangende) as = M/Wp

2.π .n = 157 rad/s 60

toegelaten schuifspanning =

π .d 3 16

vloeigrens 3

350 MPa voor de as (42CrMo4V) 167 MPa voor de spie (St-50)

1e: as met diameter 30 mm

fig. 6.5: vervangende diameters voor de as met d = 30 mm

V12 vermogen P = 22 kW moment M = P/ ω =140 Nm -> tau M + Mwissel -> tau met wisselmoment

95


figuur

vervangende Wp

schuifspanning tau met wissel

diameter (mm) (m.mm2)

tau (MPa)

(MPa)

1

30

5,30

26,42

30,19

2

26,9

3,82

36,65

41,88

3

26,3

3,57

39,21

44,81

4

23,8

2,65

52,91

60,47

Huidige schuifspanning V12 – 1 spie: 42 MPa

V16 vermogen P = 27,3 kW moment M = 174 Nm -> tau M + Mwissel -> tau met wisselmoment

figuur

vervangende Wp



tau (MPa)

(MPa)

1

30

5,30

32,78

36,56

2

26,9

3,82

45,47

50,71

3

26,3

3,57

48,66

54,26

4

23,8

2,65

65,66

73,21

Huidige schuifspanning V16 – 1 spie: 50,7 MPa 2e: as met diameter 32 mm

fig. 6.6: vervangende diameters voor de as met d = 32 mm

V12 vermogen P = 22 kW moment M = 140 Nm -> tau M + Mwissel -> tau met wisselmoment 96


figuur

vervangende Wp



tau (MPa)

(MPa)

1

32

6,43

21,77

24,88

2

28,3

4,45

31,47

35,97

3

27,3

4,00

35,06

40,06

4

24,6

2,92

47,91

54,76

V16 vermogen P = 27,3 kW

moment M = 174 Nm -> tau M + Mwissel -> tau met wisselmoment

figuur

vervangende Wp



tau (MPa)

(MPa)

1

32

6,43

27,01

30,12

2

28,3

4,45

39,053

43,55

3

27,3

4,00

43,50

48,51

4

24,6

2,92

59,46

66,30

Besluit:

Alle schuifspanningen liggen onder de maximaal toelaatbare waarde, zeker voor de as. Wanneer de schuifspanningen het deel van de as met kleinste diameter toelaatbaar zijn, dan zullen deze ook toelaatbaar zijn bij de grotere diameters (ter hoogte van de grote spie) of voor de andere (sterkere) materialen. Opmerking: Onderlinge positionering van 2 spieën

De hoek tussen de 2 spieën mag niet te klein zijn: een spie veroorzaakt een spanningsveld in de as, en wanneer de spieën te dicht bij elkaar staan, kunnen deze spanningsvelden overlappen en aanleiding geven tot veel te grote spanningen. Dus: hoe verder ze uit elkaar staan, hoe beter (180°). zie fig.6.7.

97


fig. 6.7: onderlinge positie van 2 spieën Wanneer beide spieën op 180° van elkaar staan, dan gedraagt het materiaal ertussen (gearceerd) zich als een slappe veer. Daardoor kan plastische vervorming van de ene spie gemakkelijker opgevangen worden door de andere spie. Wanneer met 2 spieën gewerkt wordt, dan is het bijna onmogelijk dat de spanningen vanaf het 1e moment mooi verdeeld zijn over de 2 spieën. Het is goed mogelijk dat spie 1 alle krachten opneemt, en spie 2 niets. Maar die krachten zijn te groot voor 1 spie, dus zal spie 1 plastisch vervormen tot spie 2 genoeg meewerkt om die krachten op te vangen. Wanneer dan tussen spie 1 en spie 2 een slappe veer zit, zullen de krachten vlugger gelijkmatig verdeeld worden over beide spieën. Wanneer de spie wordt vervangen door een spie in een ander materiaal, bijvoorbeeld X22CrNi17, dan wordt de toelaatbare schuifspanning 350 MPa en zullen de optredende schuifspanningen zeker toelaatbaar zijn.

98


4.4 Controle van de vermoeiing van de kleine spie: stress method De berekening van de toelaatbare spanningsamplitude voor de kleine spie gebeurt op basis van [10]. 1) Belasting van de spie diam

motor

(mm)

tau_nom

Sm

Sa

(MPa)

(MPa) (MPa)

30 V12

30,2

15,1

30,2

30 V16

36,6

18,3

36,6

32 V12

24,9

12,45

24,9

32 V16

30,2

15,1

30,2

Met

Sa Sm Su

spanningsamplitude gemiddelde spanning treksterkte

2) Toelaatbare belasting

2.a) Sm = 0, zuivere buiging vermoeiingslimiet Sf’ = 0,33.Su = 0,33.470 = 155,1 MPa Indien de belasting zuivere buiging zou zijn, met een gemiddelde spanning van 0 MPa (even grote trek- als drukspanning) dan zal de spie een oneindige levensduur hebben wanneer de spanning lager is dan deze Sf’. 2.b) Sm = 0, aangepast voor deze geometrie/belasting vermoeiingslimiet Sf = ka.kb.kc.Sf’

•

ka: correctiefactor voor de belastingswijze, voor torsie: ka = 0,557

•

kb: correctiefactor voor de grootte, voor torsie en 8
•

kc: correctiefactor voor de oppervlakte afwerking o Su = 470 MPa (St-50) = 68 ksi, machined: kc = 0,85

Sf = 0,557.0,85.0,85.155,1 = 62,4 Mpa

99


2.c) Sm ≠ 0, aangepast voor deze geometrie/belasting berekening op 2 verschillende manieren: de meest gebruikte en de meest conservatieve met Sy = vloeigrens

2.c.1) Infinite life – Goodman lijn (meest gebruikt)  S  toegelaten spanningsamplitude S a = 1 − m .S f Su  

St-50: Su = 470 MPa diam

motor

(mm)

Sa_toel

veiligheid

(MPa) 30 V12

60,41

2,00

30 V16

59,99

1,64

32 V12

60,76

2,44

32 V16

60,41

2,00

2.c.2) Infinite life – Sodeberg lijn (meest conservatief)  S  toegelaten spanningsamplitude S a = 1 − m .S f  S y   St-50: Sy = 290 MPa diam

motor

(mm)

Sa_toel

veiligheid

(MPa) 30 V12

59,17

1,96

30 V16

58,48

1,56

32 V12

59,74

2,40

32 V16

59,17

1,96

Besluit:

Ook wat betreft vermoeiing is de kleine spie in St-50 veilig.

100


Ander materiaal: X22CrNi17

Sy = 600 MPa, Su = 800 Mpa Goodman lijn diam

motor

(mm)

Sa_toel

veiligheid

(MPa) 30 V12

104,24

3,45

30 V16

103,81

2,84

32 V12

104,59

4,20

32 V16

104,24

3,45

Sodeberg lijn (meest conservatief) diam

motor

(mm)

Sa_toel

veiligheid

(MPa) 30 V12

103,57

3,43

30 V16

103,00

2,81

32 V12

104,04

4,18

32 V16

103,57

3,43

Besluit: Voor de spie in het andere materiaal is er geen probleem in verband met vermoeiing.

4.5 Spieën: besluit Zoals eerder vermeld is er geen probleem in verband met de grote spie die de rotortandwielen van de oliepomp op de as bevestigt. Daarentegen zal de kleine spie die het aandrijvende tandwiel op een van de assen bevestigt mogelijks wel voor problemen zorgen, op het gebied van vlaktedruk. Wat betreft de schuifspanningen en vermoeiing is deze spie wel in orde. Ten gevolge van bovenstaande resultaten zal ABC de kleine spie in St-50 vervangen door een spie in X22CrNi17. Het is de bedoeling dat deze spie eerst uitgetest wordt op het prototype van de V16 met de nieuwe oliepomp. Indien deze spie toch zou breken, is dit geen probleem voor de motor vermits de motoren van ABC stilvallen bij te lage oliedruk. Indien de spie geen schade vertoont en dus geschikt bevonden wordt, zal deze gebruikt worden in de oliepompen van de V12 en de V16.

101


5. Controle

van

de

bronzen

lagerbussen van de oliepomp Wanneer het vermogen van de oliepomp en de oppervlakte van de rotortandwielen gewijzigd worden, veranderen de lagerkrachten. Vermits er in het verleden reeds problemen waren met deze lagerbussen, vroeg ABC om deze te controleren.

5.1 Berekeningen Volgende onderdelen van de pomp zijn belangrijk bij de berekeningen (zie fig. 6.4): 2 pomptandwielen: - buitendiameter: 116,8 mm - breedte: 240 mm 4 lagers: - materiaal: Staal C10K30 - bekleding: MIBA-legering 3.6200 type AlSn6CuNi Sn 6,5% Cu 1% Ni 0,5% Al = rest Dikte: 0,4 a 0,7 - breedte: 34 mm - binnendiameter: 40 mm Om te controleren of deze lagerbussen veilig zijn, werd de druk op de lagerbussen berekend. Deze druk wordt bekomen door het drukverschil over de pomptandwielen om te rekenen naar de lagerbussen op de volgende manier: Het drukverschil over de pomptandwielen bedraagt typisch zo’n 5,2 bar (ervaring ABC), uit de drukverliesberekening volgt dat het drukverschil over deze tandwielen in de meest kritische situatie 7 bar bedraagt. Wanneer bij koude start de motor direct naar zijn nominaal

102


toerental gebracht wordt, kan dit drukverschil 12 bar (ervaring ABC) bedragen. De berekeningen werden voor de 3 drukverschillen uitgevoerd. Uit de metingen van het drukverschil over de oliepomp bleek achteraf dat bij de V12 met de oude oliepomp, het drukverschil steeds lager dan 7 bar is (zie hoofdstuk 8). Uit het drukverschil ∆p pomp en de (geprojecteerde) oppervlakte van de tandwielen A2TW kan de radiale kracht op de 2 tandwielen berekend worden: F2TW = ∆p pomp . A2TW

met A2TW = 2 x 116,8 x 240 = 56064 mm2 Deze 2 tandwielen worden samen ondersteund door 4 lagerbussen. Bijgevolg wordt de radiale kracht per lagerbus Fbus : Fbus =

F2TW 4

Wanneer deze kracht gedeeld wordt door de (geprojecteerde) oppervlakte van 1 lagerbus Abus , wordt de specifieke druk ∆pbus in het lager bekomen: ∆pbus =

Fbus Abus

met Abus = 32 x 40 = 1360 mm2

delta-p_pomp F_2TW (bar) 5,2

F_bus

delta-p_bus

(N)

(MPa)

(N)

29153,3 7288,32

5,36

7

39244,8

9811,2

7,21

12

67276,8 16819,2

12,37

De lagerbussen zijn volgens de leverancier bestand tegen een specifieke druk van 45 MPa, mits voldoende smering. De lagerbussen zijn duidelijk geschikt voor de nieuwe geometrie van de pomp en de leidingen.

103


5.2 Vastgelopen lagerbussen

fig. 6.8: vastgelopen lagerbussen

Niettegenstaande er volgens voorgaande berekeningen geen problemen zouden mogen optreden met de lagerbussen, zijn deze toch vastgelopen. Op figuur 6.8 is duidelijk dat de lagerbussen van het bovenste tandwiel vastgelopen zijn. (Ook de kleine spie is duidelijk zichtbaar) Het vastlopen van deze lagerbussen is hoogst waarschijnlijk te wijten aan een tekort aan smering. Er is oliesmering voorzien voor de lagers, maar het huidige toevoergaatje heeft slechts een diameter van 4 mm. ABC zal dit gaatje vergroten naar 8 mm. Er zal ook een extra gaatje voorzien worden om oliecirculatie in de 4 lagers te garanderen. Op onderstaande figuren staat de oliesmering uitgelegd: lagers 2 en 4 worden gesmeerd aan de hand van olie uit de pomp die door bovenvermeld toevoergaatje, via het deksel (zie fig. 6.9.D), deze lagers kan bereiken. Lager 1 wordt gesmeerd door olie die via de as vanuit lager 2 naar lager 1 stroomt. Lager 3 wordt gesmeerd als gevolg van het drukverschil dat heerst tussen de olie in het pomphuis en het carter. In lager 1 is er momenteel geen circulatie van de olie mogelijk, waardoor deze olie kan opwarmen. Om toch oliecirculatie te verzekeren, zal een gaatje geboord worden met een diameter van 3 à 4 mm, volgens de streeplijn in fig. 6.9.A, zodat de olie uit dit lager terug naar het carter kan stromen. 104


1

2

Via deksel van fig. D 3

4

fig. 6.9.A: oliepomp - bovenaanzicht

fig. 6.9.B: oliepomp - zijaanzicht

Deksel: zie fig. 6.9.D

105


Toevoergaatje voor olie vanuit de pomp naar onderstaand deksel

fig. 6.9.C

Verdeling

van

olie,

toegevoerd via bovenstaand gaatje, over de lagers

fig. 6.9.D fig. 6.9: oliesmering lagers

Ook het pomphuis kan dit vastlopen in de hand gewerkt hebben. Vermits het gietstuk van het nieuwe pomphuis (fig. 6.10 - onderaan) nog niet geleverd was, werd het pomphuis van de oude oliepomp gebruikt met een tussenring (fig. 6.10 – bovenaan). Nadelen van deze configuratie zijn de moeilijkere uitlijning van de rotorassen en het slechter stromingspatroon, omdat de in- en uitlaatopeningen niet centraal zitten en te klein zijn waardoor de stromingssnelheid te hoog is.

106


fig. 6.10: bovenaan: oude pomphuis met tussenring, onderaan: nieuwe pomphuis

Wanneer het juiste pomphuis geleverd is, het toevoergaatje voor de oliesmering vergroot is (naar 8 mm diameter), en de circulatie van de olie in lager 1 gegarandeerd is, zou dit probleem opgelost moeten zijn.

6. Controle van de Verenkoppeling Naar analogie met [3] werd ook de verenkoppeling gecontroleerd.

fig. 6.11: verenkoppeling 107


fig. 6.11 toont de verenkoppeling die de krukas koppelt met het centrale tandwiel voor de pompaandrijvingen (zie fig. 6.3 nr. 1 waar de uitwendige ster duidelijk zichtbaar is). Bemerk de inwendige ster (zit op de krukas), de uitwendige ster (zit op het tandwiel) en de 12 veren. Voor de onderstaande berekeningen en conclusies werd een torsietrillingsberekening uitgevoerd door ABC voor de V12 en de V16. Als input voor deze torsietrillingsberekening moeten alle inerties van de pompen gekend zijn, alsook de stijfheid van de verenkoppeling (berekeningen zie bijlage 3). De torsietrillingsberekening zelf wordt uitgevoerd door middel van een computerprogramma van ABC, en dit zowel voor ideal engine als voor misfiring. (zie bijlage 4 voor de beschrijving en de resultaten).

De torsietrillingsberekeningen zijn uitgevoerd voor de V12 met de oude pomp (breedte 180 mm) en voor de V16 met de nieuwe pomp (breedte 240 mm). Het is evenwel de bedoeling om, wanneer de nieuwe oliepomp op het prototype van de V16 goed functioneert, deze ook te monteren op de V12 motoren.

6.1 Bespreking van de resultaten van de torsietrillingsberekening algemene opmerkingen:

•

Op de figuren van bijlage 4 zijn de resultaten in grafiekvorm weergegeven in het paars. De streepjeslijn duidt de grenswaarde aan.

•

Bij wisselmomenten ligt de horizontale lijn op de waarde van het statisch moment. De vuistregel is dat het wisselmoment maximaal 30% van het statische moment mag bedragen.

•

Volgens de empirische formule a<

80 − 0,04.d .10 6 (d: cilinderboring in mm = 256 mm) 2 d

moet de acceleratie a (rad/s2) bij de V-motor kleiner zijn dan 1064,5 rad/s2 •

Secundair verenkoppeling = centrale tandwiel voor de pompaandrijving

108


Opmerkingen in verband met de V12

Voor de V12 blijkt de verenkoppeling in orde te zijn. Enkel de warmteafvoer in de demper rond 700 rpm ligt boven de maximum toegelaten waarde. Dit kan opgelost worden door het gebruik van een lichter vliegwiel of een hogere viskeuze siliconenolie. Opmerkingen in verband met de V16

Bij de V16 daarentegen is er een duidelijke resonantiepiek vanaf 900 rpm waarbij de waarden sterk toenemen, vaak tot ver boven de toegelaten waarden. Een mogelijke oplossing is het gebruik van andere veren. Hierbij kan men denken aan slappere of stijvere veren. Slappere veren: Bij slappere veren zal de piek verkleinen en opschuiven naar links, of dus binnen de range van het motortoerental blijven liggen. Er moet zeker gecontroleerd worden of deze slappere veren niet ingedrukt worden tot de bloklengte. Stijvere veren: Stijvere veren zullen de piek ook verkleinen en doen opschuiven naar rechts, of dus buiten de range van de motortoerentallen. Maar gemiddeld zullen de belastingen een stuk hoger liggen, waardoor er vermoeiingsproblemen kunnen ontstaan.

6.2 Veerconstante, maximale spanning en montagetoestand De verenkoppeling van de V12 en de V16 heeft 12 veren (2 x 6) met volgende kenmerken: Materiaal: 54SiCr6 (werkstofnummer 1.7102) Vloeigrens: YS = 1130 MPa Treksterkte: TS = 1320 à 1570 MPa Bloklengte: LBL = 26,5 mm Lengte in vrije toestand: L0 = 35,5 mm Lengte in gemonteerde toestand: Lv = 33,5 mm 12 veren gemonteerd op straal r = 132,86 mm Statische indrukking ws = 2 mm

109


Veerdiameter D = 20,3 mm Draaddiameter d = 5,3 mm Veerconstante van de originele veren (V12 en V16): - 1 veer: k = 308,5 N/mm - stijfheid verenkoppeling: C = 65 350 Nm/rad (berekening: zie bijlage 3) Vermits in de resultaten van de torsietrillingsberekening voor de V16 vanaf ongeveer 900 rpm een duidelijke piek optreedt die de toegelaten waarden overschrijdt, werd de berekening herhaald met slappere en stijvere veren. (enkel voor ideal engine) veerconstante slappere veren (ongeveer 30% lager): - 1 veer: k = 212,4 N/mm -stijfheid verenkoppeling: C = 45 000 Nm/rad veerconstante stijvere veren (ongeveer 30% hoger): - 1 veer: k = 401,3 N/mm - stijfheid verenkoppeling: C = 85 000 Nm/rad Omdat er duidelijk een probleem is bij de V16, werd ook hier de vergelijking gemaakt met de lijnmotor. Enkel de lijnmotor met 6 cilinders heeft een analoge verenkoppeling, waar nog nooit problemen mee geweest zijn. Kenmerken van de verenkoppeling van de lijnmotor met 6 cilinders: Materiaal: 54SiCr6 Vloeigrens: YS = 1130 MPa Treksterkte: TS = 1320 à 1570 MPa Bloklengte: LBL = 30 mm Lengte in vrije toestand: L0 = 39 mm Lengte in gemonteerde toestand: Lv = 37 mm Veren gemonteerd op straal r = 258 mm Statische indrukking ws = 2 mm

110


Veerconstante: - 1 veer: k = 307 N/mm - stijfheid verenkoppeling: C = 62 200 Nm/rad Deze stijfheid ligt zeer dicht bij de stijfheid van de verenkoppeling in het huidig ontwerp van de V12 en de V16. De maximale schuifspanning in de veren wordt als volgt berekend [3]:   

2

5d 7d d  + .  +   4  D 8  D  D

τ max = 1 + .

V12 & V16: τ max = L6: τ max =

3

 8 D . . .F = F  π d3 A∗ 

F 2,052 mm 2

F 2,556 mm 2

6.3 Overdracht van nominaal koppel Statisch moment (uit torsietrillingsberekening) V12: Ms = 415 Nm V16: Ms = 492 Nm L6: Ms = 375 Nm Kracht per tand: Ftan d = M s / r V12: Ftand = 521 N V16: Ftand = 581 N L6: Ftand = 242 N Per verenpaar horende bij 1 tand zal ten gevolge van Ms één veer over een extra afstand ∆ ingedrukt worden ten opzichte van de statische indrukking ws, de andere zal over eenzelfde afstand ∆ ontspannen. De netto-kracht op 1 tand van de stervorm kan dus geschreven worden als: Ftan d = k (ws + ∆ ) − k (ws − ∆ ) = 2.k .∆

111


Bijhorende indrukking: ∆ =

Ftan d 2.k

Minst ingedrukte veer: De minst ingedrukte veer is nu nog over een afstand van (ws - ∆) ingedrukt. De veer zou loskomen bij ∆ = ws = 2 mm, waarvoor Flos = 2.k.ws zou moeten zijn. We hebben dus een veiligheidsfactor tegen loskomen van Flos Ftan d minst ingedrukte veer veer V16

k (N/mm) delta (mm)

ws-delta (mm)

F_los (N) veiligheid

origineel

308,5

0,94

1,06

1234,00

2,12

slapper

212,4

1,37

0,63

849,60

1,46

stijver

401,3

0,72

1,28

1605,20

2,76

V12

origineel

308,5

0,84

1,16

1234,00

2,37

L6

origineel

307

0,39

1,61

1228,00

5,07

Meest ingedrukte veer: De meest ingedrukte veer is over een afstand van (ws + ∆) ingedrukt. Dit geeft een kracht in deze veer Fmeest = k (ws + ∆)

Hieruit kan de maximale torsiepanning τ max =

Fmeest berekend worden. A∗

De toelaatbare torsiespanning voor staal 54SiCr6 bedraagt 852 MPa Veiligheid: 852 MPa

τ max De lengte van de meest samengedrukte veer is L0 - ws - ∆ en moet > LBL of L0 - ws - LBL > ∆ V12 & V16: ∆ moet < 7 mm L6: ∆ moet < 7mm

112


meest ingedrukte veer veer V16

k (N/mm) delta (mm) ws+delta (mm)

F_meest (N)

tau (MPa)

veiligheid

origineel

308,5

0,94

2,94

907,41

442,30

1,93

slapper

212,4

1,37

3,37

715,21

348,61

2,44

stijver

401,3

0,72

2,72

1093,01

532,76

1,60

V12

origineel

308,5

0,84

2,84

877,30

427,62

1,99

L6

origineel

307

0,39

2,39

735,12

287,62

2,96

Besluit: De verenkoppeling is geschikt om het nominaal koppel over te brengen: geen enkele veer wordt ingedrukt tot haar bloklengte, de schuifspanningen blijven beperkt en er komt geen enkele veer los.

6.4 Dynamische belasting Het wisselmoment op de verenkoppeling is gekend uit de torsietrillingsberekening. (zie bijlage 4)

Dit geeft een netto wisselende belasting op elk van de 6 verenparen: Fwis =

M wis 6. r

Per verenpaar zal hierdoor de meest belaste veer over een extra afstand van ∆ wis =

Fwis 2k

ingedrukt worden, de minst belaste veer zal over een zelfde afstand ontlasten. veer V16

k (N/mm) M_wis(Nm) F_wis (N)

delta_wis (mm)

origineel

308,5

800

1003,56

1,63

slapper

212,4

400

501,78

1,18

stijver

401,3

1200

1505,34

1,88

V12

origineel

308,5

600

752,67

1,22

L6

origineel

307

1200

775,19

1,26

Op analoge manier worden de minst en de meest ingedrukte veer gecontroleerd:

113


minst ingedrukte veer veer V16

ws-delta-delta_wiss (mm) F_los (N) veiligheid

origineel

-0,57

slapper

-0,55

stijver

-0,60

V12

origineel

-0,06

L6

origineel

0,34

1228,00

1,58

meest ingedrukte veer veer V16

ws+delta+delta_wiss (mm) F_meest (N) tau (MPa) veiligheid

origineel

4,57

1409,19

686,88

1,24

slapper

4,55

966,10

470,90

1,81

stijver

4,60

1845,68

899,64

0,95

V12

origineel

4,06

1253,64

611,06

1,39

L6

origineel

3,66

1122,72

439,27

1,94

Besluit: Geen enkele veer wordt ingedrukt tot haar bloklengte, maar alle “minst belaste veren”, behalve bij de lijnmotor, komen los wanneer rekening gehouden wordt met het wisselmoment. Bij de stijvere veren bij de V16 is de schuifspanning in de meest ingedrukte veer te hoog. Er dient wel opgemerkt te worden dat de stijfheid van de veren een grote spreiding heeft, die tot 20% van de opgegeven waarde kan bedragen en dat er tot nog toe geen problemen zijn met de verenkoppeling bij de lijnmotor met 6 cilinders en bij de V12. Schuifspanningen: De schuifspanningen worden als volgt berekend:

τ max =

k .(∆ + ∆ wis ) A∗

τ wiss =

k .∆ wiss A∗

τ min = τ max − 2.τ wis

114


veer V16

k (N/mm) delta_wis (mm) tau_max (MPa) tau_wis = Sa (MPa)

tau_min (MPa)

origineel

308,5

1,63

386,14

244,58

-103,03

slapper

212,4

1,18

263,84

122,29

19,26

stijver

401,3

1,88

508,43

366,88

-225,32

V12

origineel

308,5

1,22

310,32

183,44

-56,56

L6

origineel

307

1,26

199,04

151,65

-104,26

Vermoeiing: (analoge berekening als bij de spie, zie paragraaf 4.4) Sm: gemiddelde spanning =

τ max + τ min 2

Sa: spanningsamplitude = τ wis Sy: vloeispanning = 1130 MPa Su: trekspanning = 1320 MPa 1) Vermoeiingslimiet Sf’ voor - roterende buiging - standaard werkstuk - Sm = 0 Sf’ = 0,33. Su = 435,6 MPa 2) Vermoeiingslimiet Sf voor Sm = 0 en - belastingswijze: torsie ipv buiging ka = 0,557 - grootte: d < 8 mm kb = 1 - oppervlakteafwerking Su = 190 ksi, machined kc = 0,7 Sf = ka. kb. kc.Sf’ = 169,8 MPa

115


3) Toelaatbare spanningsamplitude Sa bij Sm ≠ 0  S  - Goodman (meest gebruikt) S a = 1 − m .S f Su  

- Soderberg (meest conservatief)

werkelijk veer

 S  S a = 1 − m .S f  S y   toegelaten

Sa (MPa) Sm (MPa) Sa goodman

Sa Soderberg

V16

origineel

244,58

141,55

151,59

148,53

V12

origineel

122,29

126,88

153,48

150,73

L6

origineel

151,65

47,39

163,70

162,68

Besluit: De veren van de lijnmotor en van de V12 zijn in orde wat betreft vermoeiing. In de praktijk zijn er nog nooit problemen vastgesteld met de verenkoppeling van de lijnmotor. De originele veren van de V16 echter voldoen niet op gebied van vermoeiing Opmerking: Hier is voor de slappere en stijvere veren gerekend alsof ze juist dezelfde geometrische kenmerken hebben als de originele veren van de V16. De stijfheid van een veer k wordt berekend aan de hand van volgende formule: k=

met

G.d 4 8.n.D 3

G: glijdingsmodulus n: aantal werkzame windingen

Om een slappere veer in hetzelfde materiaal (dus G constant) te bekomen, moet de draaddiameter d afnemen en moeten de veerdiameter D en het aantal werkzame windingen toenemen. Er kan natuurlijk ook gebruik gemaakt worden van een ander materiaal, met een lagere waarde voor G. Wij stellen voor dat er metingen uitgevoerd worden om het probleem te verduidelijken, om zo tot een oplossing te komen.

116


7. Algemeen besluit Om de V16 van voldoende smeeroliedebiet te voorzien, werd de oliepomp aangepast. Door de verlenging van de pomptandwielen moest het pomphuis aangepast worden. De verlenging heeft ook een invloed op het opgenomen vermogen dat zijn beurt een invloed heeft op de spieën, lagerbussen en verenkoppeling. De grote spie was in orde, maar voor de kleine spie zal in de toekomst een ander materiaal gebruikt worden. Wat betreft vermoeiing en spanningen was er geen probleem. Er zouden geen problemen mogen zijn met de lagerbussen, maar toch zijn de lagerbussen van de eerste pomp vastgelopen. Maar de oorzaak ligt niet bij de lagerbussen zelf. Wanneer het juiste pomphuis geleverd is, en het gaatje voor de olietoevoer vergroot is, zou dit probleem opgelost moeten zijn. Voor de verenkoppeling daarentegen is er wel nog een probleem bij de V16. Voor dit probleem moet er verder, aan de hand van metigen, naar oplossingen worden gezocht.

117

Hoofdstuk 7: nokkenas

Hoofdstuk 7 Nokkenas

118


1. Inleiding In het verleden is het al gebleken dat de nokkenas een delicaat onderdeel is van de motor. Bij een te zware belasting van de nokkenas, zou de druk in de nokkenaslagers en de druk op het axiale richtlager kritiek kunnen worden. Vermits ABC in de toekomst de verbrandingsdruk in de cilinders wenst op te voeren van 120 bar naar 150 bar, zouden er problemen kunnen verwacht worden, ten opzichte van het huidige ontwerp voor 120 bar verbrandingsdruk. ABC wil dit oplossen door het gebruik van lagerschalen voor de nokkenas. In dit opzicht werd ons gevraagd om de belasting op de nokkenas te berekenen, door een flexibel programma te schrijven dat het verloop van de belasting op de verschillende nokkenaslagers en op het richtlager weergeeft. En dit voor elke verbrandingsdruk, injectiedruk, geometrische wijzigingen,… Op basis van de verkregen krachten kunnen de lagerfabrikanten aan de hand van hun gesofisticeerde programma’s voor het bepalen van de lagerbanen en smeerfilmdiktes, een voorstel indienen voor de lagerschalen. Op die manier kunnen de gepaste lagerschalen worden besteld, die voldoen aan de eisen van de V16-motor. Het is de bedoeling dat ABC in de toekomst, via het flexibele programma, telkens opnieuw het krachtenverloop kan berekenen, voor elke wijziging van cilinderdruk, injectiedruk en geometriewijzigingen (vb. nokgeometrie, andere klepveren,…). In bijlage 5 en 6 wordt de opbouw van het programma besproken, terwijl in de onderstaande tekst de werkwijze wordt uitgelegd.

2. De nokkenas: algemeen De V12 en V16 hebben elk 2 onderliggende nokkenassen, die zich aan de buitenzijde van elke bank bevinden (bank A en bank B). (zie fig. 7.1)

119


Elke nokkenas is opgebouwd uit een aantal monoblokken (zie fig. 7.2), die gedefaseerd met elkaar verbonden zijn via bouten. De defasering in de nokkenas is het gevolg van de injectievolgorde van de verschillende cilinders. Om het verloop van de lagerbelastingen te kennen, moeten eerst alle krachten die ingrijpen op het lager berekend worden voor elke °nokhoek. Deze krachten zijn het gevolg van de ingrijpende krachten op de inlaat-, injectie- en uitlaatnok en een belasting afkomstig van het aandrijvende nokkenastandwiel.

Nokkenas Bank B

Nokkenas Bank A

fig. 7.1: dwarsdoorsnede V-motor

120


fig. 7.2: monoblok met van links naar rechts: inlaatnok, injectienok, uitlaatnok en lager

richtbus

fig. 7.3: samenstelling van het lager Fig. 7.3 toont de samenstelling van het lager. Het is de bedoeling dat er lagerschalen voorzien worden in de 2 samengeboute frame-stukken.

121


3. Krachtenmodel Eerst en vooral dient een eenduidige krachtenreferentie gekozen te worden. Deze wordt volgens fig. 7.4 genomen. (kijkend volgens dezelfde zin als fig. 7.1, dus naar de pompzijde)

fig. 7.4: krachtenreferentie ( α > 0)

fig. 7.5: krachtenoverbrenging tussen nok en volger Fig. 7.5 illustreert de krachtenoverbrenging tussen nok en volger. De contactkracht F varieert in grootte en richting, afhankelijk van de nokpositie (° nokhoek). 122


De contactkracht kan worden opgesplitst in een verticaal deel Fv (volgens de geleiding van de volgers) en een horizontaal deel Fh (loodrecht op de geleiding van de volgers), met een corresponderende drukhoek α . Ten gevolge van de variërende contactkracht tussen de nok en zijn volger, zullen de drukhoek α , Fv en Fh variëren in grootte. Wanneer voor elke positie van de nokkenas de krachten Fv en Fh gekend zijn, kan voor elke °nokhoek de totale verticale reactie RAv en RBv in de lagers worden berekend, alsook de totale horizontale reactie RAh en RBh. Zoals in het programma “glijlagers.exe” [1], passen we de “1 krukmethode” (fig. 7.6) toe. De reactiekrachten worden dan berekend volgens fig. 7.7. (Let op het speciale beginstuk links van de nokkenas dat enkel uit een lager bestaat.) De lagers werden genummerd van de vliegwielzijde (lager 0) naar de pompzijde (lager 8).

Fig. 7.6: 1 krukmethode

RA8

F81

F82

F83

RB8+RA7

F71

F72

F73

RB7+RA6

Fig. 7.7: reactiekrachten

123


Bij de 1 krukmethode wordt 1 enkel monoblok bekeken, met daarop 3 uitwendig ingrijpende krachten (F1, F2 en F3) en 2 reactiekrachten (RA en RB).

F1

RA

F2

F3

RB

Fig. 7.8: reactiekracht op 1 monoblok De reacties corresponderend met 1 kruk, worden berekend via : a) krachten volgens de Y-as in de lagers A en B Æ krachtenevenwicht :

R Av + R Bv = −( F1v + F2 v + F3v )

Æ momentenevenwicht : − L.R Av = L1 .F1v + L2 .F2 v + L3 .F3v

R Av = − RBv =

L1 .F1v + L2 .F2 v + L3 .F3v L

L −L L1 − L L −L .F1v + 2 .F2 v + 3 .F3v L L L

b) krachten volgens de X-as in de lagers A en B Æ krachtenevenwicht :

R Ah + R Bh = −( F1h + F2 h + F3h )

Æ momentenevenwicht : − L.R Ah = L1 .F1h + L2 .F2 h + L3 .F3h

124


R Ah = − R Bh =

L1 .F1h + L2 * F2 h + L3 * F3h L

L −L L1 − L L −L .F1h + 2 .F2 h + 3 .F3h L L L

Totale kracht in de lagers A en B 2 2 R A = R Av + R Ah 2 2 R B = R Bv + R Bh

4. Defasering van de nokken

fig. 7.9: defasering van de nokken (telling van de hoeken volgens de draaizin ω )

125


De perioden van inlaat, injectie en uitlaat zijn verschillend en gedefaseerd in de tijd, en dus ook in graden nokhoek. Zoals af te lezen op figuur 7.9, ijlt de maximale heffing van de injectienok 360°-(87°+113°) = 160° nokhoek na op de maximale heffing van de inlaatnok. Analoog ijlt de maximale heffing van de uitlaatnok 360°-87° = 273° na op de maximale heffing van de inlaatnok. (Zie blauwe stippen, fig. 7.9) Besluit: •

injectienok ijlt 160° nokhoek na op inlaatnok

•

uitlaatnok ijlt 273° nokhoek na op inlaatnok

De inputgegevens voor het programma zijn de heffingen van inlaat-, injectie- en uitlaatnok en de verbrandingsdruk in de cilinder. Vermits de eerder opgemeten heffingen en drukken, die als input worden gebruikt voor dit programma, telkens vanaf verschillende nokhoeken beginnen te tellen is voorzichtigheid geboden. Volgens de beschikbare gegevens geldt: •

maximale heffing inlaatnok : na 270° inlaatnokhoek

•

maximale heffing injectienok : na 50° injectienokhoek

•

maximale heffing uitlaatnok : na 270° uitlaatnokhoek

Als referentiepunt (0° nokhoek) voor alle berekeningen wordt de start van de telling van de inlaatnok (0° inlaatnokhoek) gekozen. Maximale heffing van de inlaatnok komt dan overeen met 270° nokhoek. Vermits de maximale heffing van de injectienok 160° nokhoek naijlt op de maximale heffing van de inlaatnok, komt de maximale heffing van de injectienok overeen met 160 + 270 = 430° nokhoek = 70° nokhoek. En dit maximum kwam overeen met 50° injectienokhoek. Daardoor is 70° nokhoek = 50° injectienokhoek. Of 0° injectienokhoek komt overeen met 20° nokhoek (zie fig. 7.9). Analoog geldt dat de maximale heffing van de uitlaatnok 273° naijlt op de inlaatnok. Dus komt de maximale heffing van de uitlaatnok overeen met 273 + 270 = 543° nokhoek = 183°

126


nokhoek . En dit maximum kwam overeen met 270° uitlaatnokhoek. Daardoor is 183° nokhoek = 270° uitlaatnokhoek. Of 0° uitlaatnokhoek komt overeen met – 87 of dus 273° nokhoek (zie fig. 7.9). Besluit:

•

0° inlaatnokhoek = 0° nokhoek

•

0° injectienokhoek = 20° nokhoek

•

0° uitlaatnokhoek = 273° nokhoek

Met deze referentie geldt (hoeken positief gerekend in wijzerzin): •

begin telling inlaatnok: 0° nokhoek

•

maximale inlaatheffing: 270° nokhoek

•

begin injectieheffing : 20° nokhoek

•

maximale injectieheffing: 70° nokhoek

•

begin telling uitlaatnok: 273° nokhoek

•

maximale uitlaatheffing: 183° nokhoek

fig. 7.10: correlatie tussen de verschillende nokhoeken en krukhoek (zie p. 131)

127


5. Kracht op de inlaatnok De verticale kracht werkend op de nok, als gevolg van de inlaatkleppen, wordt berekend aan de hand van onderstaande overbrenging. (fig. 7.11)

fig. 7.11: kleppenmechanisme: onderdelen nr

benaming 1 tuimelaar 2 lagerbus tuimelaar 3 regelschroef met kogelpot 4 moer 5 korrel kleptuimelaar 6 schaalvormig dopje 7 klepstootstang 8 bolvormig dopje 9 stoter+as+bus+rol+korrel 10 brugstuk tuimelaar 11 korrel

128

Hoofdstuk 7: nokkenas 12 regelschroef + moer 13 bovenste klepveerschotel + halve conische klemring 14 onderste klepveerschotel 15 inwendige en uitwendige klepveer 16 inlaatklep of uitlaatklep 17 inlaatnok of uitlaatnok

fig. 7.12: kleppenmechanisme: krachten Globaal gezien bestaat de overbrenging uit volgende onderdelen : •

klepstootstang en volger

•

tuimelaar

•

een klepinrichting, bestaande uit kleppen, klepveerschotels, klepveren, brugstuk,…

129


Optredende krachten: a) zwaartekracht klepstootstang G s tan g = m s tan g . g . cos( 22 ,5°) met 22,5° de halve V-hoek

met m s tan g = m6 + m7 + m8 + m9

b) zwaartekracht klepinrichting

G klepdeel = m klepdeel . g. cos(22,5°) met 22,5° de halve V-hoek met m klepdeel = m10 + m11 + m12 + 2.m13 + 2.m15 + 2.m16

c) traagheidskracht klepstootstang

Fa s tan g = m s tan g .a

met a = h&&(θ ) = nokversnelling

d) traagheidskracht klepinrichting

Fa klepdeel = m klepdeel .a

e) veerkracht klepveren

De inwendige en uitwendige veren zijn voorgespannen gemonteerd. Voor de inwendige veer geldt : •

vrije lengte l0 = 105,7 mm

•

lengte in gemonteerde toestand l = 81 mm

•

∆ = l 0 − l = 24,7 mm

•

met een veerkonstante k in = 11,05 N / mm geeft dit een voorspankracht van Fv _ in = k in .∆ = 270 N

Voor de uitwendige veer geldt: •

vrije lengte l0 = 115,4 mm

•

lengte in gemonteerde toestand l = 90,5 mm

•

∆ = l 0 − l = 24,9mm

•

met een veerkonstante k uit = 21,6 N / mm geeft dit een voorspankracht van Fv _ uit = k uit .∆ = 540 N

Æ Totale voorspankracht Fv = Fv _ in + Fv _ uit = 810 N

130


Deze voorspankracht wordt echter, wanneer er geen heffing is van de kleppen, integraal opgenomen door de klepzitting. Op het moment dat het contact tussen klep en heffing wordt verbroken, dus wanneer er klepheffing optreedt, komt er een belasting op het brugstuk, ten gevolge van de indrukking van de veer en een aandeel ten gevolge van de voorspanning. •

voor x = 0 geldt : Fveer = 0

•

voor x < 0 geldt: Fveer = k veer .x + 810 N met: l1 .h (θ ) = de veeruitwijking l2

o

x=

o

k veer = k in + k uit

f) gasdrukkracht op inlaatkleppen

Fgas = p. A − Ftegendruk met

p = differentiële gasdruk in de cilinder tijdens de inlaatperiode A=

π 4

.D 2 en D = diameter van de klep

Deze gasdrukkracht werkt maar voor een beperkte range van klepheffingen. Wanneer de heffing = 0 is, dan worden de gaskrachten op de inlaatklep volledig opgevangen door de klepzitting. De nok wordt hierdoor niet belast. Op het ogenblik dat de klep begint te openen, moet er wel een gaskracht overwonnen worden. Maar vermits door de stroming, vanaf een bepaalde heffing, de druk boven de klep op dezelfde waarde komt te staan als de druk in de cilinder, werkt deze invloed maar over een aantal °nh. In het programma werd hiermee rekening gehouden wanneer de heffing kleiner is dan 1 mm. Voor het sluiten van de inlaatklep geldt een analoge beschouwing. Op de inlaatkleppen staat aan de cilinderzijde de cilinderdruk, maar aan de andere zijde staat een tegendruk pturbo = 2,0 bar (oplaaddruk). Dit is de oplaaddruk ten gevolge van de turboladers. Deze werkt echter maar op een deel van het klepoppervlak : Aturbodruk =

π (D 2 − d 2 ) 4

met d = de diameter van de klepsteel.

Ftegendruk = pturbo . Aturbodruk

131


fig. 7.13: cilinderdruk en turbodruk op de inlaatklep e) traagheidsmoment tuimelaar M tuimelinertie = I .ω&

met I = rotationele inertie tuimelaar met ω& =

a h&&(θ ) = l2 l2

f) totale kracht op de nok

De verticale kracht die de nok moet overbrengen op de volger, kan worden berekend uit volgend momentenevenwicht: Fnok = Fa s tan g + G s tan g +

l 1 M tuimelinertie + 1 ( 2.Fveer + 2.Fgas + F .a klepdeel − G klepdeel ) l2 l2

Deze berekende kracht Fnok is de kracht volgens de geleidingen, dus gelijk aan Fv1. De corresponderende kracht Fh1 kan berekend worden via: Fh1 = Fv1 .tgα 1 (fig. 7.5) dh1 + YB1 (fig 7.14) met tgα 1 = dθ h1, 0 + h1 (θ )

132


fig. 7.14: algemene figuur nok-nokvolger: definitie drukhoek en excentriciteit

•

dh1 = de versnelling van de inlaatnok dθ

•

YB1 = de excentriciteit van de inlaatvolger t.o.v de nokkenas

•

h1,0 = R1 + r1,0

•

h1 (θ ) = de heffing van de inlaatnok

opmerking ivm de differentiële gasdruk in de cilinder:

De gasdruk in de cilinder is gekend, want deze druk dient als input voor het programma “glijlagers.exe”[1]. Deze gasdruk is gegeven van 0° tem 720° krukhoek, waarbij 0° krukhoek, evenals 360° en 720° krukhoek overeenstemmen met het bovenste dode punt van de zuiger in de cilinder. 720° krukhoek stemmen overeen met 360° nokhoek. Uit de figuren 7.9 en 7.15 volgt dat 0° krukhoek niet overeenstemmen met 0° nokhoek = 0° inlaatnokhoek.

133


fig. 7.15: kleppendiagram verklaring bij fig. 7.15: BDP = bovenste dode punt ODP = onderste dode punt BI = begin injectie 18° voor BDP VI = vooropening inlaat NI = nasluiten inlaat VU = vooropening uitlaat NU = nasluiten uitlaat Vermits de krukas 2x sneller draait dan de nokkenas, is 1°kh = 0,5° nokhoek. Vermits 0°kh niet overeenkomt met 0° nokhoek = 0° inlaatnokhoek, wordt er gebruik gemaakt van een nieuwe referentie: de nokhoek’. Voor de °nh’ geldt: •

0°kh = 0°nh’

•

720°kh = 360°nh’

De °kh worden dus omgezet naar °nh’, door om de 2°kh een waarde te behouden van de cilinderdrukken per °kh, die dan telkens overeenkomt met 1°nh’. Deze cilinderdrukken

134


worden op die manier ingevoerd in de input voor de berekening van de inlaatnok in °inlaatnokhoek of inh. Dus er dient een correlatie vast te liggen tussen de °inh en °nh’. Het begin van de inlaat (punt VI) correspondeert met –60° kh. Het einde van de inlaat (punt NI) correspondeert met 180° + 40° = 220° kh Uit het verloop van de inlaatheffing kan men echter opmaken dat de maximale heffing juist optreedt in het midden van het interval [-60°kh, 220°kh]. Het middelpunt is (220-60)/2 = 80°kh. Dus voor dit middelste punt geldt: •

80°kh = 40°nh’

En uit de opgemeten gegeven inlaatheffingen, kan men opmaken dat de maximale heffing van de inlaatnok correspondeert met 270° inlaatnokhoek (°inh). Dus: •

40°nh’ = 270°inh

•

0°kh = 0°nh’ = 230°inh

Analoog geldt dat het begin van de uitlaat (punt VU) correspondeert met 478°kh. Het einde van de uitlaat (punt NU) correspondeert met 55°kh. Uit het verloop van de uitlaatheffing kan men opmaken dat de maximale heffing juist optreedt in het midden van het interval [478°kh,55°kh]. Het middelpunt is (478°kh + 55°kh + 720°kh)/2= 626,5°kh. Dus voor dit middelste punt geldt: •

626,5°kh = 313,25°nh’ (afgerond 313°nh’)

En uit de gegeven uitlaatheffingen, kan men opmaken dat de maximale heffing van de uitlaatnok correspondeert met 270° uitlaatnokhoek (°unh). Dus: •

313°nh’ = 270°unh

•

0°kh = 0°nh’ = -43°unh = 317°unh

Dit legt de correlatie vast tussen °nh’ en °unh. (zie ook fig. 7.10) Op deze manier corresponderen de juiste drukken met de juiste heffingen in het programma.

135


6. Kracht op de uitlaatnok De krachtenoverbrenging tussen uitlaatnok en uitlaatkleppen is volledig analoog aan die van de inlaatnok en inlaatkleppen. De uitlaatklep is iets zwaarder dan de inlaatklep en dit heeft zijn invloed op de zwaartekracht en traagheidskracht van het klepdeel. De klepveren zijn dezelfde als bij de inlaat en op dezelfde manier voorgespannen met een voorspankracht van 810 N. Voor de gasdrukkracht gelden dezelfde overwegingen als bij de inlaat, maar de tegendruk ten gevolge van de turbolader hier slechts 1,8 bar (turbinedruk). De kracht op de uitlaatnok is gegeven door dezelfde formule: Fnok = Fa s tan g + G s tan g +

l 1 M tuimelinertie + 1 ( 2.Fveer + 2.Fgas + F .a klepdeel − G klepdeel ) l2 l2

Deze berekende kracht Fnok is de kracht volgens de geleidingen, dus gelijk aan Fv3. De corresponderende kracht Fh3 kan berekend worden via: Fh 3 = Fv 3 .tgα 3 (fig. 7.5) dh3 + YB 3 d θ met tgα 3 = h3, 0 + h3 (θ )

•

dh3 = de versnelling van de uitlaatnok dθ

•

YB 3 = de excentriciteit van de uitlaatvolger t.o.v de nokkenas

•

h3, 0 = R3 + r3,0

•


136


7. Kracht op de injectienok

nr 2 5 6 26(niet getekend) 27(niet getekend)

onderdeel pompelement stoter stoterveer stoterstang nokvolger

fig. 7.16: de injectiepomp (Bryce) met z’n onderdelen De totale verticale kracht Fv2 op de nok kan geschreven worden als superpositie van volgende krachten: a) zwaartekracht bewegende onderdelen

Gonderdelen = monderdelen . g. cos(22.5°) met 22,5° de halve V-hoek met monderdelen = m2 + m5 + m6 + m26 + m27 137


b) traagheidskracht bewegende onderdelen

Fa onderdelen = monderdelen .a met a = h&&2 (θ ) = de versnelling van de injectienok c) kracht tgv injectiedruk

Finjectie = A1 .p1 met A1 =

π 4

2

d1 en d1 = de diameter van de injectieplunjer

met p1 = de injectiedruk e) veerkracht stoterveer

De stoterveer is voorgespannen gemonteerd, met een voorspankracht van 98 N. Deze bijkomende voorspankracht werkt enkel wanneer er heffing optreedt. •

voor x = 0 geldt : Fveer 6 = 0

•

voor x > 0 geldt : Fveer 6 = k 6 .x + 98 N

met k 6 = de veerconstante van de stoter met x = h(θ ) = de heffing van de injectienok

f) totale kracht op de injectienok

Fnok = Fv 2 = Gonderdelen + Fa onderdelen + Finjectie + Fveer1 + Fveer 2

De corresponderende kracht Fh2 kan berekend worden via: Fh 2 = Fv 2 .tgα 2 (fig. 7.5) dh2 + YB 2 d θ met tgα 2 = h2,0 + h2 (θ )

•

dh2 = de versnelling van de injectienok dθ

•

YB 2 = de excentriciteit van de injectievolger t.o.v de nokkenas

•

h2,0 = R2 + r2,0

•


138


8. Defasering van de monoblokken Om de reactiekrachten in de lagers van de nokkenas te kennen, moeten telkens de krachten van 2 naburige monoblokken gesuperponeerd worden (fig. 7.7). Vermits de injectie van de verschillende cilinders gedefaseerd is, moet er rekening gehouden worden met deze defasering bij het superponeren van de reactiekrachten van 2 naburige monoblokken. De defasering van de cilinders, en dus ook van de bijhorende monoblokken, is bepaald door de injectievolgorde. Wanneer de reactiekrachten van 1 referentie-monoblok volledig gekend zijn, kunnen de reactiekrachten ten gevolge van dat ene monoblok in de lagers, die dat monoblok omsluiten, berekend worden. De reactiekrachten ten gevolge van de 2 naburige monoblokken dienen eerst gedefaseerd te worden, vooraleer ze gesommeerd kunnen worden. Zie fig. 7.17 voor de reactiekrachten. Voor Bank B geldt: cilinder

B1

B2

B3

B4

B5

B6

B7

B8

° krukhoek

0

180

90

270

270

90

180

0

° nokhoek

0

90

45

135

135

45

90

0

injectieverschil

Voor bank A is de injectievolgorde identiek. De injectie van de cilinders van bank A gebeurt 45° krukhoek (= V-hoek) na de injectie van de overeenkomstige cilinder op bank B. Vermits bank A analoog is aan bank B, maar enkel over 45° verdraaid, is het voldoende dat de lagerkrachten slechts voor 1 bank berekend worden.

RA8

RB8+RA7

RB7+RA6

RB6+RA5

RB5+RA4

RB4+RA3 RB3+RA2

RB2+RA1 RB1+RAtandwiel

fig. 7.17: reactiekrachten

139


Op deze manier kunnen de reactiekrachten in 8 van de 9 (voor de V16) lagers berekend worden. Op het 0e lager (dichtste bij de vliegwielzijde) werkt niet alleen de belasting van het eerste monoblok, maar ook van het aandrijvend tandwiel. Op het 8e lager (verste verwijderd van de vliegwielzijde) werkt alleen een kracht ten gevolge van het 8e monoblok.

9. Invloed van de tandwielen 9.1 Opstelling

fig. 7.18: tandwielen aantal

snelheid

tandwiel

functie

tanden

(rpm)

1

krukas

82

n

2

tussenwiel - groot

82

n

tussenwiel - klein

52

n

tussenwiel - groot

82

n

tussenwiel - klein

52

n

3

nokkenas bank A

104

n/2

4

nokkenas bank B - groot

104

n/2

nokkenas bank B - klein

54

n/2

snelheidsregelaar

27

n

2'

5

140


9.2 Vermogensoverdracht Volgens gegevens op de website van de fabrikant van de snelheidsregelaar, neemt de snelheidsregelaar (Woodward UG8) een vermogen van 970 W op. •

P5 = 970 W

Het benodigde nokkenasvermogen kan worden berekend voor elke nokhoek, op volgende wijze : •

P4 = M 4 .ω 4 met ω 4 =

2π n . met n het toerental van de motor 60 2

M 4 is de som van de momenten over alle inlaat-, injectie- en uitlaatnokken van de volledige

nokkenas, dus moet ook hier rekening gehouden worden met de defasering van de nokken onderling én van de monoblokken (zie paragrafen 4 en 8 van dit hoofdstuk). Het moment kan op de volgende manier berekend worden voor elke nok apart, per nokhoek:

fig. 7.19: berekening moment om nokkenas Voor elke nok en voor elke nokhoek geldt: •

M nok = F .∆s met ∆s de loodrechte afstand tussen F en het middelpunt van de nok. 141


∆s = (h0 + h). sin α

•

Æ M 4 = ∑ M nok ,i i

Met een motortoerental n = 1000 rpm bij vollast, resulteert dit in een omwentelingssnelheid van de nokkenas van :

ω4 =

2π n . = 52,36 rad/s 60 2

De bekomen maximale vermogens zijn dan : 120 bar 150 bar

143,83 kW 200,63 kW

9.3 Krachten op het nokkenaswiel Het vermogen van de snelheidsregelaar is kleiner dan 1 kW. Dit is echter te verwaarlozen tegenover het benodigde nokkenasvermogen, waarvan het maximum 143 kW bedraagt voor 120 bar en 200 kW voor 150 bar.

fig. 7.20: krachten op het tandwiel voor de aandrijving van de nokkenas

142


Ten gevolge van het aandrijvend moment van de nokkenas werkt er een tangentiale kracht F4T en een radiale kracht F4r op het tandwiel: (fign. 7.20 en 7.21) 2M 4 met d 4 = 428,735mm d4

•

F4T =

•

F4 r = tan α 4 F4T met α 4 = 20° = de drukhoek van het nokkenastandwiel

De totale kracht F4 is dan: •

F4 = F42T + F42r

fig. 7.21: oriëntatie van de verschillende krachten op het tandwiel

143


Deze F4 maakt dan een hoek van 85° met de verticale as van de motor en een hoek 5° met de horizontale. Vertaald naar hoeken ten opzichte van de geleiding, of dus het XY-assenstelsel, geeft dit:

•

een hoek 62,5° met de geleiding (Y-as).

•

een hoek 27,5° loodrecht op de geleiding (X-as).

Dit correspondeert met een kracht

•

F4 v = − F4 sin(27,5°) gericht volgens de geleiding, Y-as naar beneden georiënteerd naar analogie met de nokkrachten

•

F4 h = F4 cos(27,5°)

Op basis van deze Fv en Fh kan, na verschuiven van deze krachten tot in het middelpunt van het tandwiel, de reactiekracht ten gevolge van het tandwiel berekend worden. Op deze manier zijn alle reactiekrachten in alle lagers gekend. Op basis van deze reactiekrachten kunnen fabrikanten een voorstel voor lagerschalen formuleren.

9.4 Geprojecteerde lagerdruk De nokkenaslagers hebben een diameter d van 82mm en een breedte b van 60mm. De geprojecteerde oppervlakte wordt berekend als Aproject = b.d Dit resulteert in een geprojecteerde oppervlakte Aproject = 4920,426 mm² De geprojecteerde druk is p geprojecteerd =

Ftotaal A project

Met Ftotaal de totale lagerbelasting. Dit resulteert in volgende maximale geprojecteerde drukken. 120 bar 150 bar

6,67 MPa 11,38 MPa

144


10. Richtlager 10.1 Axiale kracht op het richtlager Omdat het nokkenastandwiel een schroeftandwiel is, met hellingshoek β 4 = 14° , wordt ook een axiale kracht overgebracht tussen het nokkenastandwiel en het tussenwiel. Deze axiale kracht dient te worden opgevangen door een axiaal richtlager (fig. 7.22).

fig. 7.22: samenstelling nokkenas en richtlager De axiale kracht, die overgebracht wordt van het tussenwiel op het nokkenastandwiel, kan berekend worden via [12]: F4 a = F4T

tan β 4 cos α 4

Dit is dus ook de kracht die wordt opgevangen door het richtlager. De lagerdruk op het richtlager corresponderend met F4 a is: p4 =

F4 a met A4 = de werkzame oppervlakte van het richtlager A4

Deze werkzame oppervlakte is : A4 = met

π 4

(d 2 buiten − d 2 binnen )

d buiten = buitendiameter van het dragende oppervlak = 114 mm d binnen = binnendiameter van het dragende oppervlak = 92 mm

145


fig. 7.23: dragend oppervlak van het richtlager De bekomen axiale krachten op het richtlager zijn: 120 bar 150 bar

3400 N 4743 N

Deze komen overeen met richtlagerdrukken van : 120 bar 150 bar

0,955 MPa 1,332 MPa

Bij eerdere berekeningen van ABC op de 8-cilinder lijnmotor, werd een axiale kracht van 2189 N gevonden. Bij voorgaande berekeningen valt op dat het vermogen, de geprojecteerde druk op de nokkenaslagers, de axiale kracht en bijgevolg ook de druk op het richtlager, stukken groter zijn voor 150 bar verbrandingsdruk, dan voor 120 bar. Deze grotere lagerbelastingen zijn niet zozeer het rechtstreekse gevolg van de toenemende verbrandingsdruk in de cilinders, maar vooral van de daarmee gepaarde verhoging van de injectiedruk. Dit omdat de belasting ten gevolge van de injector sterk dominant is wat de lagerbelasting betreft, en de verbrandingsdruk in de cilinder slechts over een beperkte range bijdraagt tot de belasting van de nokkenas. Juist omwille van de dominantie van injectiedruk op de lagerbelasting, werd de nokvolger van de injectienok vroeger reeds berekend en vanwege de hogere belasting ten opzichte van de andere 2 nokken breder uitgevoerd (fig 7.24).

146


fig. 7.24: nokkenas met volgers

10.2 Aanpassen buitendiameter Bij het ontwerpen van de V-motor van ABC werd de binnendiameter van het richtlager vergroot van 82 mm bij de lijnmotor, naar 92 mm voor de V-motor. Dit houdt echter in dat het dragende oppervlak hierdoor een stuk kleiner wordt. Om de druk op het richtlager terug te brengen naar het niveau van de lijnmotor, moet de dragende oppervlakte weer vergroot worden of dus de buitendiameter van het richtlager vergroot worden. Bij de lijnmotor is de axiale belasting op het richtlager Fax_lijn = 2189 N Voor de lijnmotor geldt:

•

buitendiameter D = 114 mm

•

binnendiameter d = 82 mm

•

dragend oppervlakte A =

π (114 2 − 82 2 ) 4

= 4926 mm²

Dit resulteert in een axiale druk pax_lijn = 0,44 MPa. Volgens het lagerprogramma voor de nokkenas van de V16 is de totale axiale kracht Fa4 = 3402 N voor 120 bar en 4743 N voor 150 bar.

147


Wordt nu dezelfde druk gewenst als voor de lijnmotor, dan moet de dragende oppervlakte gelijk zijn aan Agewenst =

Fa 4 p ax _ lijn

= 7656,8 mm² en 10780 mm²

Met een binnendiameter van 92mm geldt: Agewenst =

π ( D 2 − 92 2 ) 4

Dit resulteert in een buitendiameter D = 135 mm voor 120 bar en D =149 mm voor 150 bar.

11. Lagerschalen Op basis van de berekende krachten kunnen de lagerfabrikanten een voorstel voor lagerschalen formuleren, wanneer zij over de geometrische beperkingen beschikken. Deze geometrische beperkingen zijn: - de maximale dikte van de lagerschalen bedraagt 4 mm, omdat de lagerschalen anders tegen de richtbus (zie fig. 7.3) komen - er moet een gat voor de olietoevoer voorzien worden met een diameter van 6 mm - er moet een goede positionering van de lagerschalen voorzien worden Wanneer de lagerschalen ontworpen worden binnen deze beperkingen, zijn er geen verdere aanpassingen van de motor nodig. In figuur 7.25 worden deze beperkingen verduidelijkt. Er worden ook 2 verschillende mogelijkheden voor de positioneringslippen voorgesteld, naar analogie met de positionering van het drijfstanglager bij de lijnmotor. Zie hoofdstuk 4 voor meer details in verband met de positionering van lagerschalen.

148


fig. 7.25: geometrische beperkingen lagerschalen

149


12. Besluit Op basis van het verloop van de lagerbelastingen op de nokkenaslagers en op het axiale richtlager, verkregen uit het opgestelde programma, werd er contact opgenomen met de lagerfabrikanten. Deze zullen op hun beurt via gespecialiseerde programma’s de lagerschalen ontwerpen. ABC beschikt nu over een flexibel programma waarmee telkens opnieuw het krachtenverloop kan berekend worden, dit voor elke wijziging van cilinderdruk, injectiedruk en geometriewijzigingen (vb. nokgeometrie, andere klepveren,…) Æ Verdere uitleg over de opbouw van het programma : zie bijlagen 5 en 6.

Æ Bespreking van de bekomen resultaten : zie bijlage 7

150

Hoofdstuk 8: metingen

Hoofdstuk 8 Metingen

151


1. Drukverschil over de oliepomp In hoofdstuk 6 werd het vermogen van de oliepomp berekend aan de hand van drukverliesberekeningen. Om een idee te krijgen van de juistheid van de berekeningen werd het drukverschil over de oliepomp gemeten, waaruit dan het vermogen berekend werd. De aanzuigdruk werd gemeten met een manometer met bereik tussen 0 en –1 bar ( ± 0,005 bar), de persdruk werd gemeten met een manometer met bereik tussen 0 en 10 bar ( ± 0,2 bar). Het debiet Q is evenredig met het motortoerental n, zodat bij elk toerental het debiet kan berekend worden. Het geïndiceerd vermogen Pi (W) kan dan aan de hand van het debiet Q (m3/h ) en het drukverschil ∆p (Pa) bepaald worden aan de hand van: Pi = Q. ∆p Het vermogen dat door de oliepomp wordt opgenomen, kan dan berekend worden aan de hand van het volumetrisch en mechanisch rendement: P=

Pi Pi = η vol .η mech 0,9.0,7

Uit de formules voor de drukverliesberekening volgt dat het drukverlies, en dus ook het vermogen, afhankelijk is van de olietemperatuur: bij hogere temperaturen wordt de stroming turbulent en neemt het drukverlies sterk toe. Vandaar dat ook de temperatuur gemeten werd.

1.1 V12 – oude oliepomp •

breedte van de pomp: 180 mm

•

debiet bij n = 1000 rpm: Q = 67,5 m3/h

•

meting (en berekening [3]) voor Caprano Special

•

berekend vermogen: max 22 kW

152


Metingen: motortoerental aanzuigdruk persdruk olietemp

delta-p

(rmp)

(bar)

(bar)

(°C)

(bar)

1000

-0,06

6,4

66

6,46

900

-0,05

6,0

66

6,05

800

-0,04

5,4

65

5,44

700

-0,03

4,8

64

4,83

600

-0,02

4,4

64

4,42

500

-0,015

3,7

63

3,715

Berekeningen: motortoerental pomptoerental delta-p

debiet

P_i

P

(rmp)

(rpm)

(bar)

m3/s

(kW)

(kW)

1000

1500

6,46

0,01875

12,1

19,2

900

1350

6,05

0,016875

10,2

16,2

800

1200

5,44

0,015

8,2

13,0

700

1050

4,83

0,013125

6,3

10,0

600

900

4,42

0,01125

5,0

7,9

500

750

3,715

0,009375

3,5

5,6

Het opgenomen vermogen van de oliepomp bij 66°C bedraagt 19,2 kW, terwijl uit de berekeningen voor 80°C een vermogen van 22 kW volgt. De berekening geeft een realistische waarde voor het opgenomen vermogen van de oliepomp.

1.2 V16 – nieuwe oliepomp •

breedte van de pomp: 240 mm

•

debiet bij n = 1000 rpm: Q = 67,5 m3/h

•

meting (en berekening ) voor SAE 30

•

berekend vermogen: max 27,3 kW (zie hoofdstuk 6)

Deze metingen konden nog niet uitgevoerd worden. (zie hoofdstuk 6 paragraaf 5.2) Wij raden de thesisstudenten van volgend jaar aan deze metingen en berekeningen, wanneer het nieuwe gietstuk van het pomphuis geleverd is, uit te voeren ter controle van het opgenomen vermogen van de oliepomp bij de V16, vermits dit vermogen een invloed heeft op de spieën, de lagers, … (zie hoofdstuk 6). 153

Hoofdstuk 9: samenvatting

Hoofdstuk 9 Samenvatting

154


In deze scriptie werden verscheidene onderwerpen behandeld. Hier volgt een samenvatting van de problematiek en de besluiten. Vooreerst werd de afschuifzekerheid bij de grondlagerbouten gecontroleerd. De huidige bouten hebben een afschuifzekerheid die kleiner is dan 1 bij belasting tot de vloeigrens, bij de bedrijfsbelasting is deze iets groter dan 1. Door de schroefdraad over 15 mm te verlengen, zouden beide waarden voldoende boven 1 liggen. Maar het aanpassen van deze schroefdraad stuit op een paar tegenargumenten. De aanpassing zal wel doorgevoerd worden wanneer wordt overgeschakeld naar een hogere verbrandingsdruk in de cilinders. Vermits de drijfstangbouten een grote overeenkomst hebben met de grondlagerbouten, werden ook deze gecontroleerd op afschuifzekerheid. Hier was er geen probleem. Wat wel een probleem is bij de drijfstang, is de grote speling van de bouten die optreedt tijdens de montage. Zelfs wanneer de schroefdraad van de bout en het getapte gat in de drijfstang binnen de norm vallen, is er een serieuze speling mogelijk. Een passing met kleinere speling was geen goede oplossing, omdat dan de grootste speling steeds groter is dan de kleinste speling bij de originele passing en de kleinste speling nul kan zijn. Daarom werd voorgesteld om de huidige passing te behouden, maar te werken naar een kleinere speling door het bestellen van andere tappen. Een ander probleem bij de drijfstang is de 5° verschil tussen de deling van de drijfstang en de lagerschalen. ABC had graag gehad dat deze 2 delingen samenvielen. Daarom werd eerst gecontroleerd waar de minimale smeerfilmdikte optreedt, omdat de deling van de lagerschalen best niet in de buurt van deze minimale smeerfilmdikte ligt. Er werd besloten om de delingen te laten samenvallen. Daarenboven zou ABC graag de positioneerpin weglaten. Maar een goede positionering tijdens de montage is van groot belang. Daarom werd nagegaan of de positionering op dezelfde manier kon uitgevoerd worden als bij de lijnmotor. Dit is mogelijk, maar niet vanzelfsprekend. Daarom zal nu één drijfstang afgewerkt worden met samenvallende delingen. Deze zal gemonteerd worden in een motor op de ABC-proefbank met de originele lagerschalen en zonder positioneerpin. Na een aantal draaiuren zullen de lagerschalen geïnspecteerd worden op schade. Bij de turboladers was er een probleem met de koeling. Vermits de koeling van de lagers van deze turbo’s niet in parallel gebeurde met de cilinderkoeling van de motor, doorstroomde het koelwater de lagers in de tegengestelde richting, waardoor deze met warmer water gekoeld werden. Mechanisch was dit geen probleem, maar het heeft wel een invloed op de prestatie van de motor. Daarom werden aanpassingen voorzien om het koelwater toch in parallel met de cilinders te laten stromen. 155


Vermits de V16 een groter smeeroliedebiet vraagt dan de V12, en verwacht werd dat de oliepomp van de V12 onvoldoende debiet zou leveren voor de V16, werden de pomptandwielen verlengd van 180 mm naar 240 mm. Dit heeft een gevolg voor het vermogen dat

de

oliepomp

opneemt.

Dit

vermogen

werd

berekend

aan

de

hand

van

drukverliesberekeningen. Later werd het drukverlies ook opgemeten. Het grotere vermogen van deze oliepomp heeft een invloed op heel wat componenten. Daarom werden de spieën en de bronzen lagerbussen gecontroleerd en waar nodig aanpassingen voorgesteld. Ook de verenkoppeling werd gecontroleerd. Hier kwam een probleem aan het licht dat nog verder bestudeerd moet worden, maar waarvoor eerst metingen nodig zijn. In het verleden waren er reeds problemen met de lagers van de nokkenas. Deze problemen waren telkens vrij eenvoudig op te lossen. Maar ABC verwacht problemen met deze gietijzeren lagers wanneer de verbrandingsdruk in de cilinders toeneemt tot 150 bar. Lagerschalen zouden hier de oplossing kunnen zijn. Daarom werden de lagerkrachten berekend. Er werd rekening gehouden met de krachten op de inlaat-, uitlaat- en injectienok, alsook met de defasering van deze nokken onderling als met de defasering van de verschillende monoblokken. Op basis van deze lagerkrachten kunnen gespecialiseerde firma’s voorstellen voor lagerschalen formuleren. Uit bovenstaande samenvatting blijkt dat er tijdens deze scriptie bepaalde problemen opgelost werden, maar dat ook juist bepaalde problemen aan het licht gekomen zijn. Wij hopen dat wij hiermee een nuttige bijdrage hebben geleverd aan de firma ABC.

156

Bijlagen

Bijlagen

157


Bijlage 1: Smeerfilmdikte drijfstanglager A. Resultaten van het programma “glijlagers” figuren bij 28 bar – 1000 rpm

158


figuren bij 121 bar – 1000 rpm

159


figuren bij 150 bar – 1000 rpm

160


B. Resultaten van FEV voor olie SAE 30 Positie van de drijfstang:

fig. voor 121 bar verbrandingsdruk:

fig. voor 150 bar verbrandingsdruk:

Resultaten voor SAE 30 bij 1000 rpm. De minimale smeerfilmdikte ligt onderaan. Maar bovenaan is er duidelijk een zone met dunne smeerfilm, tussen 0° en 40°.

161


Bijlage 2: Ladingsverlies olieleidingen olie

20°

80°

eenheid

kin vscos nu 323,69137 19,80383

mm2/s

densiteit rho

890

855,824

kg/m3

g

9,81

9,81

m/s2

pomp B

0,24

m

Q

90

m3/h

0,025

m3/s

naar koeler

2

2

1

1

aanzuig 1: oliepomp 2: regelklep

162


2.1 Van oliereservoir naar pomp D

0,1071

oliesnelheid V 2,775052384

m

107,1

mm

m/s

2775,052

mm/s

Re(20°)

1486,040552

laminair

Re(80°)

12327,17173

turbulent

1.1 Recht gedeelte

L

0,08815

n

0,014

m

20° lambda

0,043067465

delta-h

0,013913152

m

80° K

301,4943093

J

0,188433943

delta-h

0,016610452

m

1.2 bochten 2 bochten van 45°

R

152,5

mm

0,1525

m

theta

45

°

0,785398

rad

20° lambda

0,043067465

delta-h

0,037808803

m

80° R/D

1,423902894

zeta

0,14

delta-h

0,045750558

m

163

Bijlage 2: Ladingsverlies olieleidingen 1.3 Intredeverlies zeta

0,5

delta-h

0,196251675

m

1.4 Hoogteverschil max delta-h

0,4364

m

0,68437363

m

0,695012685

m

1.5 Totaal 20° delta-h

80° delta-h

2.2 Van pomp naar regelklep D

0,1008


m

100,8

mm

m/s

3132,774

mm/s

Re(20°)

1578,918

laminair

Re(80°)

13097,62 turbulent

2.1 Recht gedeelte

L

0,1775

n

0,014

m

20° lambda

0,040534

delta-h

0,035704

m

164


80° K

416,5816

J

0,260364

delta-h

0,046215

m

2.2 bochten 1 bocht van 90°

R

142,5

mm

0,1425

m

theta

90

°

1,570796

rad

20° lambda

0,040534

delta-h

0,045025

m

80° R/D

1,41369

zeta

0,11

delta-h

0,113303

m

2.3 persbocht > bocht van 90° en geleidelijke verbreding vervangende bocht R

160

mm

0,16

m

theta

60

°

1,047198

rad

D

100

mm

0,1

m

20° lambda

0,040534

delta-h

0,050959

m

165


80° R/D

1,6

zeta

0,1

delta-h

0,093646

m

geleidelijke verbreding D1

100 mm

D2

130 mm

A1/A2

0,6

zeta

delta-h

0,1 (ongeveer)

0,050022 m

2.5 hoogteverschil

delta-h

0

m

0,18171

m

0,303186

m

2.6 Totaal

20° delta-h

80° delta-h

2.3 Van regelklep naar koeler Bij 20° is de stroming bijna

3. Van regelklep naar koeler

turbulent, toch rekenen we verder D

0,0703


m

70,3

mm

met de formules voor laminaire

m/s

6440,795

mm/s

stroming omdat er door deze

Re(20°)

2263,939 laminair

Re(80°)

18780,09 turbulent

leiding nooit een debiet van 90 m3/h zal stromen.

166

Bijlage 2: Ladingsverlies olieleidingen 3.1 Recht gedeelte L

0,7255

n

m

0,014

20° lambda

0,028269

delta-h

0,616847

m

80° K

2847,047

J

1,779404

delta-h

1,290958

m

3.2 bochten 1 bocht van 90 ° 1 bocht van 180°

R

95

mm

0,095

m

theta

90

°

1,570796

rad

theta

180

°

3,141593

rad

20° lambda

0,028269

delta-h

0,126877

m

80° R/D

1,351351

zeta

0,15

delta-h

0,582687

m

3 x 90°

1,748062

m

167

Bijlage 2: Ladingsverlies olieleidingen 3.3 hoogteverschil delta-h

m

0,6709

3.4 Totaal 20°

laminair

delta-h

1,414624

m

3,70992

m

80° delta-h

2.4 Koeler (kwadratisch met de snelheid) Q

max delta-p

40

m3/h

50

kPa

60

m3/h

75

kPa

90

m3/h

112,5

kPa

2.5 Filter (lineair met de snelheid) Q

max delta-p

40

m3/h

40

kPa

60

m3/h

60

kPa

90

m3/h

90

kPa

168


2.6 Van filter naar hoofdtoevoerleiding D

0,0703


m

70,3

mm

m/s

6440,795

mm/s

Re(20°)

2263,939 laminair

Re(80°)

18780,09 turbulent

6.1 Recht gedeelte

L

0,504

n

0,014

m

20° lambda

0,028269

delta-h

0,428519

m

80° K

2847,047

J

1,779404

delta-h

0,89682

m

6.2 bochten 2 bochten van 90°

R

95

mm

0,095

m

theta

90

°

1,570796

rad

20° lambda

0,028269

delta-h

0,126877

m

80° R/D

1,351351

zeta

0,15

delta-h

0,582687

m

169

Bijlage 2: Ladingsverlies olieleidingen 6.3 knik alpha

15

°

zeta

0,03

voor 20°

delta-h

0,063431

m

6.4 bocht met verbreding analoog als 2.3

geschat verlies

0,15 m

6.5 hoogteverschil

delta-h

-0,3724

m

0,396427

m

1,320538

m

6.6 Totaal

20° delta-h

80° delta-h

170

Bijlage 3: Berekening van de inerties en de veerconstante van de verenkoppeling

Bijlage 3: Berekening van de inerties en de stijfheid bij de verenkoppeling 3.1 Inerties Voor de controle van de dynamische belasting van de verenkoppeling hebben we “de totale inertie van de tandwielen en de pompen, omgerekend naar het aandrijvende tandwiel” nodig. De inertie van een pomp bestaat typisch uit de inertie van de as, de inertie van het aangedreven tandwiel en de inertie van de tandwielen in het pomphuis of de inertie van de waaier in water. Vermits enkele onderdelen van de V-motor dezelfde zijn als van de lijnmotor, zijn reeds enkele inerties gekend. De overige inerties worden berekend volgens de methode “berekening van de traagheidsmassa van een schijf” van ABC. De inertie van een tandwiel wordt berekend als de inertie van een schijf met als diameter de diameter van de steekcirkel. De inertie van een getrapte as wordt berekend als de inertie van opeenvolgende schijven. Methode: •

d = inwendige diameter = diameter van de as (mm)

•

D = uitwendige diameter = diameter van de steekcirkel (mm)

•

L = lengte van het tandwiel (mm)

•

ρ = dichtheid = 7850 kg/m3

massa: m = inertie: J =

π (D 2 − d 2 ).L.ρ 4

.

10 9

kg

m (D 2 + d 2 ) . kg.m2 6 8 10

171


Omrekenen naar motortoerental: •

n = toerental tandwiel

•

N = toerental motor = 1000 rpm

reductie: r =

N n

omgerekende inertie J mot =

J r2

3.1.1 Overzicht van de tandwielen nr. functie

Aantal tanden Z

Snelheid

1 Hoofdtandwiel + verenkoppeling

120

1000 rpm

2 Aandrijvend tandwiel waterpomp

60

2000 rpm

2’ Aandrijvend tandwiel waterpomp

60

2000 rpm

3 Tussenwiel

61

1967 rpm

3’ Tussenwiel

61

1967 rpm

4 Aandrijvend tandwiel brandstofpomp

60

2000 rpm

5 Tussenwiel (aangedreven door hoofdtandwiel)

80

1500 rpm

6 Tussenwiel (aandrijving van 7 en 8)

60

1500 rpm

7 Aandrijvend tandwiel oliepomp

60

1500 rpm

8 Aandrijvend tandwiel zeewaterpomp

48

1875 rpm

172


3.1.2 Overzicht van de inerties inertie nr. 2

onderdeel tandwiel

0,0108

0,0432

20K47

0,0001

0,0004

rotor

fabrikant

0,0056

0,0224

tandwiel

113H53

0,0108

0,0432

20K47

0,0001

0,0004

rotor

fabrikant

0,0056

0,0224

tandwiel

113K48

0,0114

0,0441

0,0441

as

geen as

tandwiel

113K48

0,0114

0,0441

0,0441

as

geen as

tandwiel

113K47

0,0125

0,05

0,0614

as

20K45

0,0004

0,0014

as

3

3'

4

niet gereduceerd gereduceerd kg.m2

113H53

as

2'

bron

rotor 5

6

8

0,066

0,066

0,01

tandwiel

113K49

0,0368

0,0828

0,0828

as

geen as

tandwiel

113N90

0,0148

0,03329

0,0332

0,0108

0,0243

assen 180

0,0018

0,0040

assen 240

0,0024

0,0053

rotoren 180

0,0221

0,0491

rotoren 240

0,0295

0,0663

0,0044

0,0154

0,0011

0,0038

0,0271

0,0952

as

7

totale inertie

tandwiel

tandwiel

geen

113H91

113H92

as rotor

fabrikant

voor pomp 180: 0,0780 voor pomp 240: 0,0959 0,1144

173


Bij de oliepomp werd onderscheid gemaakt tussen de oude pomp met een breedte van 180 mm en de nieuwe pomp met een breedte van 240 mm. De inertie van de verenkoppeling bedraagt 0,245 kg.m2 aan de primaire (krukas) en 0,218 kg.m2 aan de secundaire zijde (pomptandwielen) De totale inertie van de tandwielen en de pompen, omgerekend naar het aandrijvende tandwiel, samen met het secundaire deel van de verenkoppeling bedraagt 0,7978 kg.m2 voor de oude oliepomp (breedte 180 mm) en 0,8157 kg.m2 voor de nieuwe (breedte 240 mm).

3.2 Stijfheid verenkoppeling De veerconstante van één veer bedraagt:

k = 308,5 N / mm De 12 veren zijn gemonteerd op een straal r = 132,86 mm cirkelomtrek = 2. π .r (m) (komt overeen met een hoek van 2 π radialen) dus: verplaatsing of indrukking per radiaal = r = 0,13286 m veerconstante 308,5

N mm.veer

x aantal veren

x hefboom

x verplaatsing per rad

x 12 veren

x 132,86 mm

x 0,13286 m/rad

=> totale stijfheid C = 65 346,89 Nm/rad

174


Bijlage 4: Torsietrillingsberekening 4.1 Inleiding Voor de berekeningen van hoofdstuk 6 zijn gegevens zoals wisselmoment in de as van de oliepomp, eigenfrequenties, maximale versnellingen … nodig. Deze gegevens werden zowel voor de V12 als voor de V16 bekomen door ABC, aan de hand van hun programma voor torsietrillingsberekeningen. Op de volgende bladzijden worden de belangrijkste inputgegevens (o.a. de inerties van de verschillende pompen) en resultaten vermeld voor de V12. Voor de V16 zijn enkel die inputgegevens vermeld die verschillend zijn van de V12. De resultaten zijn gegeven voor “ideal engine” en “misfiring”. Bij ideal engine levert elke cilinder hetzelfde vermogen, bij misfiring is er 1 cilinder waar geen ontsteking, dus enkel compressie, plaatsvindt.

175


4.2 Input V12

176


177


178


179


180


181


182


183


184


4.3 Resultaten V12 4.3.1 ideal engine

185


186


187


188


4.3.2 Misfiring

189


190


191


Voor de V12 zijn de belangrijke eigenfrequenties: 2660, 4134, 10371, 16675 (per minuut) of

44,33 ; 68,9 ; 172,85 ; 277,92 (per seconde)

192


4.4 Input V16

193


194


195


196


197


198


4.5 Resultaten V16 – originele veren 4.5.1 Ideal engine

199


200


201


202


4.5.2 Misfiring

203


204


205


Voor de V16 zijn de belangrijke eigenfrequenties: 2620, 3387, 8225, 13253 (per minuut) of

43,67 ; 56,45 ; 137,08 ; 220,88 (per seconde)

Vermits bij de V16 vanaf ongeveer 1000 rpm een duidelijke piek optreedt die de toegelaten waarden overschrijdt, werd de berekening herhaald met slappere en stijvere veren. (enkel voor ideal engine) De stijfheid C van de verenkoppeling met originele veren bedraagt 65 350 Nm/rad. De berekening werd uitgevoerd voor slappere veren waarbij de stijfheid ongeveer 30% lager ligt (45 000 Nm/rad) en voor stijvere veren waarvan de stijfheid ongeveer 30% hoger ligt (85 000 Nm/rad). (berekeningen enkel voor ideal engine)

206


4.6 Resultaten V16 – slappere veren

207


208


209


belangrijke eigenfrequenties: (1/min) 2178 ; 3418 ; 8342 ; 13 405

210


4.7 Resultaten V16 – stijvere veren

211


212


213


belangrijke eigenfrequenties: (1/min) 2957 ; 3417 ; 8346 ; 13 407

214


Bijlage 5: Programma berekening nokkenaslagers 5.1 Inleiding In het academiejaar1998-1999 was er een volledig thesisonderwerp gewijd aan het berekenen van de lagerbelastingen, lagerbanen en lagerdrukken van de grondlagers en de drijfstanglagers. Vermits ook de nokkenaslagers een heel delicaat onderdeel vormen van de V16-motor, werd ons door ABC gevraagd, om een programma te schrijven dat de lagerbelasting berekent voor alle nokkenaslagers en het axiale richtlager. Ondanks het feit dat het grondlager- en drijfstanglagerprogramma “Glijlagers.exe”[1] geschreven is in Visual Basic 5.0, werd door ons geopteerd om het programma in Excel te programmeren. Tijdens het ontleden van de Visual Basic code, werd ons snel duidelijk dat deze vorm van programmeren weinig transparant is voor aanpassingen aan de code door toekomstige gebruikers van dit programma. Daar we zo gebruiksvriendelijk wilden programmeren, hebben we voor de transparantie van Excel gekozen. Het nokkenasprogramma bestaat uit 4 Excel-files: •

nokkenaslagers_input.xls Æ bevat de input voor de volgende 2 files wat betreft gasdruk en injectiedruk (op te vatten als back-up gegevens)

•

nokkenaslagers_120_bar.xls Æ de berekening voor 120 bar

•

nokkenaslagers_150_bar.xls Æ de berekening voor 150 bar

•

nokkenaslagers_resulaten.xls Æ geeft een overzicht van de resultaten van de vorige 2 files (de waarden worden automatisch aangepast) en per lager een grafiek met de kracht F en de hoek alpha.

215


De Excel-files met de berekeningen bestaan uit 8 werkbladen, waar telkens een verzameling logisch bij elkaar horende berekeningen zijn doorgevoerd (te vergelijken met een module van een hogere programmeertaal) In hetgeen nu volgt, wordt elk werkblad afzonderlijk doorgelicht. Telkens zal worden verwezen, op basis van welke informatie de input kan worden ingevuld.

5.2 Werkblad ”Inleiding” Dit werkblad bevat een verklaring van de kleurenlogica, zoals gehanteerd tijdens het programma :

Æ Enkel de groene vakjes mogen worden gewijzigd !

5.3 Werkblad “Berekeningen inlaatnok” Dit werkblad berekent de resulterende kracht overgebracht door de volger op de inlaatnok, met bijhorende richting en zin. •

Daartoe dienen eerst en vooral de massa’s van de bewegende onderdelen worden ingevuld:

216


Voor de duidelijkheid is er op dit werkblad ook een tekening voorzien, met eenduidige verklaring van de onderdelen, corresponderend met deze nummering.

Deze

massa’s

worden

gebruikt

om

de

optredende

zwaartekrachten

en

traagheidskrachten te begroten. •

Eveneens dient de V-hoek te worden ingegeven. Dit dient om de zwaartekracht te kunnen projecteren op de as, volgens de geleiding van de volger.

•

Om de drukhoek te kunnen berekenen, dienen de excentriciteit van de inlaatvolger t.o.v de nokkenas en geometrische gegevens van de nok en zijn volger te worden ingegeven.

217


•

Klepdiameter

van

de

inlaatklep,

veerconstante

van

de

inlaatklepveren

(inwendige+uitwendige), geometrische gegevens van de tuimelaar en de tuimelinertie moeten ook worden ingegeven.

Deze gegevens, dienen om de gasdrukkracht op de inlaatkleppen, de veerkracht door de klepveren en het traagheidsmoment van de tuimelaar te berekenen. •

De omwentelingssnelheid van de nokkenas is vereist, om de versnelling van de nokkenas te berekenen.

•

Op basis van de gekende nokheffing en inlaatdruk, worden voor elke °nokhoek, alle krachten uitgerekend.

218


Er dient wel extra aandacht geschonken te worden aan de inlaatdruk: welke inlaatdruk correspondeert met welke °nokhoek (zie basistekst). Om dit allemaal wat gebruiksvriendelijker te maken, is een extra excel-file input.xls voorzien, waarin de drukken die als input moeten worden opgegeven, reeds in de juiste volgorde staan. •

Fh1 en Fv1 geven respectievelijk de krachten overgedragen op de inlaatnok weer, geprojecteerd volgens de X-as en de Y-as (zie basistekst). Alpha1 geeft de corresponderende drukhoek weer.

5.4 Werkblad “Berekeningen uitlaatnok” Dit werkblad berekent de resulterende kracht overgebracht door de volger op de uitlaatnok, met bijhorende richting en zin. Dit werkblad is volledig analoog met “berekeningen inlaatnok”, met dit verschil dat de omwentelingssnelheid niet meer dient ingevoerd te worden. Er dient weer extra aandacht geschonken te worden aan de uitlaatdruk: welke uitlaatdruk correspondeert met welke °nokhoek. Deze drukken zijn gedefaseerd t.o.v de inlaatdrukken.

5.5 Werkblad “Berekeningen injectienok” Dit werkblad berekent de resulterende kracht overgebracht door de volger op de injectienok, met bijhorende richting en zin. •

Daartoe dienen weer de massa’s van de bewegende onderdelen te worden ingevuld:

219


Voor de duidelijkheid is er ook op dit werkblad een tekening voorzien, met eenduidige verklaring van de onderdelen, corresponderend met deze nummering.

Deze

massa’s

worden

gebruikt

om

de

optredende

zwaartekrachten

en

traagheidskrachten te begroten. •

De veerconstante van de stoterveer (k_veer6) dient om de veerkracht ten gevolge van de stoterveer (Fveer6) te berekenen. De diameter van de injectieplunjer dient om de injectiedrukkracht (Finjectie) te berekenen.

•

Om de drukhoek te kunnen berekenen, dienen de excentriciteit van de injectievolger t.o.v de nokkenas en geometrische gegevens van de nok en zijn volger te worden ingegeven.

220


•

Op basis van de gekende nokheffing en injectiedruk, worden voor elke °nokhoek, alle krachten uitgerekend.

•

Fh2 en Fv2 geven respectievelijk de krachten overgedragen op de injectienok weer, geprojecteerd volgens de X-as en de Y-as (zie basistekst). Alpha2 geeft de corresponderende drukhoek weer.

5.6 Werkblad “F_tot op referentielager” In dit werkblad wordt de onderlinge defasering van de nokken van 1 monoblok in rekening gebracht. Er is gewerkt met 4 soorten hoeken : •

nokhoek

•

inlaatnokhoek

•

injectienokhoek

•

uitlaatnokhoek

Volgens de gekozen conventie is 0° inlaatnokhoek = 0° nokhoek. In onderstaande tabel start de telling van de injectienokhoeken met bijhorende krachten pas vanaf 20° nokhoek. Analoog start de telling van de uitlaatnokhoeken met bijhorende krachten

221


pas vanaf 273° nokhoek. De telling van de inlaatnokhoeken en de bijhorende krachten beginnen reeds vanaf 0° nokhoek. Meer informatie over de defasering van die hoeken is te vinden in de basistekst.

Zoals te merken, is de tabel opgesteld voor 2 omwentelingen van de nokkenas. Op die manier zijn vanaf de 2e omwenteling de juiste krachten gerefereerd ten opzichte van dezelfde ° nokhoek.

5.7 Werkblad “lagerbelasting agv 1 mono” In dit werkblad worden de reactiekrachten in linker- en rechterlager berekend, op basis van de “1 krukmethode”. Daartoe moeten eerst de posities waar de inlaatnok-, injectienok- en uitlaatnokkracht ingrijpen, ingevoerd worden.

222


Op basis van deze input kunnen via krachtenevenwicht, op basis van de in voorgaand werkblad verkregen verticale en horizontale krachten per °nokhoek, de reactiekrachten in linker- en rechterlager worden berekend. Dit zowel voor de componenten langs de Y-as (R_A_v en R_B_v) en eenmaal voor de componenten langs de X-as (R_A_h en R_B_h).

5.8 Werkblad “totale lagerbelasting V16” In dit werkblad worden de reactiekrachten in de verschillende lagers berekend, ten gevolge van de naburige monoblokken en voor het laatste lager de invloed van de nokkenastandwielen. Op basis van de krachten berekend in voorgaand werkblad, kan nu de lagerbelasting voor elk lager worden berekend. Vermits de injectie voor de verschillende cilinders gedefaseerd is, zijn de monoblokken gedefaseerd. De krachten dienen dus ook te worden gedefaseerd, vooraleer ze samengeteld worden. Vermits dit injectieverloop bij de V16 toch vast ligt werd dit vast geprogrammeerd. Voor andere injectieverlopen moeten de krachten anders gedefaseerd worden.

223


Voor elk lager worden de krachten ten gevolge van beide aangrenzende monoblokken gedefaseerd tegenover elkaar uitgezet en dan samengeteld. Voor lager 8 is dit bijvoorbeeld:

R8v = RB9v+RA8v R8h = RB9h+RA8h o met RB9v en RB9h respectievelijk de reactiekrachten volgens Y-as en X-as, ten gevolge van het 9e monoblok. Men merkt op dat die krachten beiden = 0 zijn voor alle °nokhoek. Dit komt omdat er op het 0e monoblok geen nokken aanwezig zijn. Het bestaat enkel uit een lager. o met RB8v en RB8h respectievelijk de krachten volgens Y-as en X-as, ten gevolge van het 8e monoblok

RB9+RA8 RB8+RA7 RB7+RA6 RB6+RA5 RB5+RA4

RB4+RA3 RB3+RA2 RB2+RA1 RB1+RAtandwiel

224


Het lager aan de vliegwielzijde verdient extra aandacht. Hierop werken niet alleen de nokkrachten van het linker monoblok, maar ook de kracht ten gevolge van de tandwieloverbrenging tussen nokkenastandwiel en tussenwiel. •

Om de invloed van de nokkenastandwielen op de belasting te kennen, moeten eerst enkele geometrische gegevens van het nokkenastandwiel worden ingegeven.

•

Uitgaande van de afzonderlijke nokbelastingen en de hefboomsarm worden de verschillende momenten berekend, die per nok geleverd moeten worden door de nokkenas. Door al de momenten op te tellen, rekening houdende met de defasering van nokken en monoblokken, wordt het totaal moment bekomen dat de nokkenas moet leveren. Uit het totale moment werd de tangentiële kracht berekend. Via de ingegeven geometrische parameters van het nokkenastandwiel, zijn de axiale en radiale belastingen ook gekend.

•

Ook de geometrische kenmerken van het richtlager worden opgevraagd, om de druk op het richtlager te berekenen.

225


5.9 Werkblad “resultante en hoek V16” In dit werkblad worden de resulterende reactiekracht en bijhorende oriëntatie berekend, via de formules : 2

F = Fv + Fh

en tan(α ) =

2

Fh Fv

voor lager 8 geldt bvb :

2

F = F8v + F8 h

2

en tan(α ) =

F8 h met F8v en F8 h uit voorgaand werkblad. F8v

Verder wordt er eveneens de geprojecteerde druk berekend per nokkenaslager. Hiervoor zijn volgende inputgegevens vereist:

226


Bijlage 6: Vindplaatsen van de invoergegevens van het programma 1)Inlaatnok: Æ hier wordt de kracht en haar positie berekend op de inlaatnok

Æ uit “Invloed van het profiel van in- en uitlaatnok op de oplading bij dieselmotoren” (thesis Luc Smets en Bart Carlier) : deel 1.1

Æ uit gegevens ABC: “distribution du moteur DZ” (moteur DZ,section 17-ann3,pag 4)

Æ uit “Invloed van het profiel van in- en uitlaatnok op de oplading bij dieselmotoren” (thesis Luc Smets en Bart Carlier) : deel 1.1

Æ som van inwendige en uitwendige veren : uit tekeningen ABC (266L123 en 266L124)

227


Æ uit “Invloed van het profiel van in- en uitlaatnok op de oplading bij dieselmotoren” (thesis Luc Smets en Bart Carlier) : deel 2 type MAPO/BOPO

Æ uit Excel-invoerbladen van het programma glijlagers.exe 2)Uitlaatnok: Æ hier wordt de kracht en zijn positie berekend op de uitlaatnok Æ vindplaats van gegevens: zie inlaatnok 3)Injectienok: Æhier wordt de kracht en zijn positie berekend op de injectienok

Æ uit gegevens ABC: “injection moteur DZ, section 14,annexe 4,p2”

Æ uit gegevens ABC: “injection moteur DZ, section 14,annexe 4,p3”

228


Æ uit gegevens ABC : “injection moteur DZ, section 14,annexe 1,p2

Æ uit gegevens ABC : “injection moteur DZ, section 14,annexe 1,p10”

Æ berekend uit opgemeten drukverloop injector (grafiek) 4)F_tot op referentielager: Æ hier worden de verschillende krachten gedefaseerd en gerefereerd naar 1 uniforme telling: de ˚nokhoek Æ hier geen invoervelden, vermits de nokdefasering hard gecodeerd werd. •

0° inlaatnokhoek = 0° nokhoek

•

0° injectienokhoek = 20° nokhoek

•

0° uitlaatnokhoek = 273° nokhoek

De telling van de injectienokhoek wordt pas gestart vanaf 20˚nokhoek. Analoog start de telling van de uitlaatnokhoek vanaf 273˚nokhoek.

229


5)Lagerbelasting agv 1 monoblok: Æ hier wordt de lagerbelasting berekend in de 2 lagers die een monoblok insluiten, met behulp van formules uit de toegepaste sterkteleer.

Æ uit autocadtekening van het monoblok (11E122)

Æ deze zijn geen invoervelden, maar verdienen toch enige uitleg. De berekening moet gebeuren met behulp van de gedefaseerde krachten (zie vorig werkblad). Alle krachten staan in het werkblad “F_tot op referentielager” in de juiste defasering. Elke rij vanaf rij 365, komt overeen met de juiste krachten per graden nokhoek. 6)Totale lagerbelasting: Æ hier worden de totale lagerbelastingen uitgerekend als gevolg van de verschillende monoblokken,via de 1-krukmethode.

230


Æ deze zijn geen invoervelden. De defasering van de verschillende monoblokken is weer hard gecodeerd. Om de tangentiële, axiale en radiale krachten ten gevolge van het nokkenastandwiel te kennen, moeten volgende gegevens ingevoerd worden.

Æ deze invoer komt uit de autocadtekeningen van het nokkenastandwiel De vlaktedruk op het richtlager is ook berekend, met behulp van volgende invoer:

Æ deze invoer komt uit de autocadtekeningen van het richtlager 7) Resultante en hoek Æhier worden de resulterende kracht en de bijhorende richting berekend. Ook de geprojecteerde druk op de lagers, wordt hier berekend.

Æ uit autocadtekeningen van de nokkenaslagers

231


Bijlage 7: Analyse van de bekomen output Deel 1: Verklaring van de output Inlaatnok Het krachtenverloop van de inlaatnok is uiteraard sterk afhankelijk van zijn positie, met andere woorden: van zijn nokheffing en nokversnelling. •

de ingevoerde nokheffing:

232


•

de berekende noksnelheid:

•

de berekende nokversnelling:

233


De invloed van de nokheffing en de nokversnelling kan bijgevolg ook worden verwacht in het krachtenverloop van onderstaande deelkrachten: •

de inertiekrachten op de klepstootstang en het klepdeel:

Bovenstaande figuur geeft uiteraard hetzelfde verloop weer als de nokversnelling, maar dan herschaald met de massa. •

de kracht ten gevolge van de klepveren:

234


In het verloop van de veerkracht is duidelijk het verloop van de nokheffing te zien, maar dan wel gesuperponeerd op een voorspankracht van 810N, zodra de heffing optreedt. •

het verloop van de verbrandingsdruk in de cilinder:

Hierbij dient te worden opgemerkt dat 0°inh verschilt van 0°kh. •

het krachtverloop ten gevolge van de verbrandingsdruk in de cilinder:

Hierbij is slechts rekening gehouden met de kracht ten gevolge van de verbrandingsdruk (= gasdrukkracht) vanaf het begin van de klepheffing, tot de klepheffing > 1mm. Dit komt overeen met 186° tot 204°inh. Analoog is bij het sluiten slechts rekening gehouden met deze kracht vanaf de heffing < 1mm werd. Dit komt overeen met 336° tot 354°inh. 235


•

de totale kracht op de inlaatnok:

De maximale kracht op de inlaatnok, volgens de geleiding van de volger, bedraagt 6,8 kN. Hier is duidelijk de dominante invloed weergegeven van de gasdrukkracht. Het verloop wordt gekenmerkt door : •

(1): zolang er geen heffing optreedt, werkt er geen kracht op de nokkenas.

•

(2): vanaf 185°inh treedt er heffing op. Dit resulteert in een veerkracht en inertiekrachten. Vanaf 186° tot 204°inh wordt ook rekening gehouden met de gasdrukkracht (openen inlaatklep). Dit verklaart de 1e piek.

•

(3): in een range rond 270°inh treedt een maximale heffing op. Er werken geen inertiekrachten en geen gasdrukkracht op de nokkenas. Er werkt enkel een constante veerkracht.

•

(4): vanaf 336° tot 354°inh wordt weer rekening gehouden met de gasdrukkracht (sluiting van de inlaatklep). Dit levert een 2e piek op.

236


Uitlaatnok Net zoals bij de inlaatnok, is het krachtenverloop van de uitlaatnok ook sterk afhankelijk van zijn positie, dus van zijn nokheffing en nokversnelling. •


•


237


•


Æ Opm: De piek op 329°unh (496m/s²) is waarschijnlijk het gevolg van een meetfout tijdens het opmeten van het uitlaatnokprofiel. •

de inertiekrachten op de klepstootstang en het klepdeel:

Bovenstaande figuur geeft uiteraard hetzelfde verloop weer als de nokversnelling, maar dan herschaald met de massa.

238


•

de kracht ten gevolge van de klepveren:

Ook hier is in het verloop van de veerkracht duidelijk het verloop van de nokheffing te zien, maar dan wel gesuperponeerd op een voorspankracht van 810N, zodra de heffing optreedt. •

Het verloop van de verbrandingsdruk in de cilinder:

Dit verloop is net hetzelfde als het verloop van de verbrandingsdruk, zoals bij de inlaat beschouwd, want het gaat over dezelfde cilinder. Het verloop is evenwel gedefaseerd ten opzichte van de inlaattelling, vermits hier wordt geteld in °unh, met 0°unh verschillend van 0°kh.

239


•

het krachtverloop ten gevolge van de verbrandingsdruk in de cilinder:

Naar analogie met de inlaat, is hierbij slechts rekening gehouden met de gasdrukkracht vanaf het begin van de klepheffing, tot de klepheffing > 1mm. Dit komt overeen met 181° tot 200°unh. Analoog is bij het sluiten slechts rekening gehouden met deze kracht vanaf de heffing < 1mm werd. Dit komt overeen met 340° tot 359°unh. •

de totale kracht op de uitlaatnok:

240


De maximale kracht op de uitlaatnok, volgens de geleiding van de volger, bedraagt 30,0 kN. Hier is duidelijk de dominante invloed weergegeven van de gasdrukkracht. Het verloop wordt gekenmerkt door : •

(1): zolang er geen heffing optreedt, werkt er geen kracht op de nokkenas.

•

(2): vanaf 180°unh treedt de heffing op. Dit resulteert in een veerkracht en inertiekrachten. Vanaf 181° tot 200°unh wordt ook rekening gehouden met de gasdrukkracht (openen uitlaatklep). Dit verklaart de 1e piek.

•

(3): in een range rond 270°unh treedt een maximale heffing op. Er werken geen inertiekrachten en geen gasdrukkracht op de nokkenas. Er werkt enkel een constante veerkracht.

•

(4): vanaf 340° tot 359°unh wordt weer rekening gehouden met de gasdrukkracht (sluiting van de uitlaatklep). Dit levert een 2e piek op.

Injectienok •


241


•


•


242


•

de inertiekrachten op de bewegende onderdelen:

Bovenstaande figuur geeft uiteraard hetzelfde verloop weer als de nokversnelling, maar dan herschaald met de massa. •

de kracht ten gevolge van de stoterveer:

Ook hier is in het verloop van de veerkracht duidelijk het verloop van de nokheffing te zien, maar dan wel gesuperponeerd op een voorspankracht van 98,1N, zodra de heffing optreedt.

243


•

het verloop van de injectiedruk:

•

de kracht ten gevolge van de injectiedruk:

In tegenstelling tot de verbrandingsdruk in de cilinder, werkt de gasdrukkracht wel over het hele heffingsgebied van de nok. Daardoor wordt hetzelfde verloop verkregen als de injectiedruk, maar herschaald met de werkzame oppervlakte.

244


•

de totale kracht op de injectienok:

Op bovenstaande grafiek is duidelijk de dominante invloed te zien van de injectiekracht. De maximale kracht op de injectienok volgens de geleiding van de volger bedraagt 51,2 kN. Dit is een stuk groter dan de maximale kracht op de inlaatnok (6,8 kN) en de uitlaatnok (30,0kN). Het verloop wordt gekenmerkt door : •

(1):

een sterk dominante invloed van de injectiedruk. Vanaf 0° tot 29°

injectienokhoek is er een snelle stijging van de belasting als gevolg van de injectiedruk die stijgt. Tegelijk neemt ook de heffing snel toe van 0° tot 50° injectienokhoek. Na 50° daalt de injectieplunjer weer en valt de nokbelasting sterk terug. •

(2): vanaf 100° injectienokhoek is er geen belasting meer van de nokkenas, omdat er geen heffing meer optreedt.

245


Deel 2: Resultaten In dit deel van de bijlage worden de resultaten van het programma grafisch weergegeven. Voor elk lager worden telkens de kracht en de hoek alpha weergegeven, dit zowel voor 120 als voor 150 bar verbrandingsdruk in de cilinders. De lagers zijn genummerd volgens de conventie van ABC: van de vliegwielzijde naar de pompzijde. De resulterende kracht F op het lager en de hoek alpha werden berekend op basis van de resulterende verticale en horizontale lagerkrachten Rv en Rh : F = Rv2 + Rh2

 Rh   voor Rv ≠ 0 en α = 90o voor Rv = 0 R  v

α = arctan 

In het verloop van alpha zijn soms vreemde pieken waarneembaar, dit komt doordat

α = 90o gesteld werd wanneer Rv = 0 .

F (N) alpha (°)

120 bar lager 0

40000

100

35000

80 60

25000

40

20000

20

15000

alpha (°)

kracht (N)

30000

0

10000

-20

5000 0

-40 0

30

60

90

120

150

180

210

240

270

300

330

°nokhoek

246


kracht (N)

30000

30

25000

20

20000

10

15000

0

10000

-10

5000

-20

0

-30 0

30

60

90

120

150

180

210

240

270

300

alpha (°)

F (N) alpha (°)

120 bar lager 1

330

°nokhoek

F (N) alpha (°)

120 bar lager 2 35000

30

30000

20 10

20000 0 15000

alpha (°)

kracht (N)

25000

-10

10000 5000

-20

0

-30 0

30

60

90

120

150

180

210

240

270

300

330

°nokhoek

247


kracht (N)

30000

30

25000

20

20000

10

15000

0

10000

-10

5000

-20

0

alpha (°)

F (N) alpha (°)

120 bar lager 3

-30 0

30

60

90

120

150

180

210

240

270

300

330

°nokhoek

F (N) alpha (°)

120 bar lager 4 45000

100

40000

80 60

30000 25000

40

20000

20

15000

alpha (°)

kracht (N)

35000

0

10000 -20

5000 0

-40 0

30

60

90

120

150

180

210

240

270

300

330

°nokhoek

248


kracht (N)

30000

30

25000

20

20000

10

15000

0

10000

-10

5000

-20

0

-30 0

30

60

90

120

150

180

210

240

270

300

alpha (°)

F (N) alpha (°)

120 bar lager 5

330

°nokhoek

F (N) alpha (°)

120 bar lager 6

30

40000 35000

20 10

25000

0

20000 15000

-10

alpha (°)

kracht (N)

30000

10000 -20

5000 0

-30 0

30

60

90

120

150

180

210

240

270

300

330

°nokhoek

249


kracht (N)

30000

30

25000

20

20000

10

15000

0

10000

-10

5000

-20

0

-30 0

30

60

90

120

150

180

210

240

270

300

alpha (°)

F (N) alpha (°)

120 bar lager 7

330

°nokhoek

F (N) alpha (°)

120 bar lager 8

16000

100

14000

80 60

10000

40

8000

20

6000

alpha (°)

kracht (N)

12000

0

4000

-20

2000 0

-40 0

30

60

90

120

150

180

210

240

270

300

330

°nokhoek

250


F (N) alpha (°)

60000

100

50000

80 60

40000

40

30000

20

20000

alpha (°)

kracht (N)

150 bar lager 0

0

10000

-20

0

-40 0

30

60

90

120

150

180

210

240

270

300

330

°nokhoek

F (N) alpha (°)

150 bar lager 1

40000

30

35000

20 10

25000 20000

0

15000

-10

alpha (°)

kracht (N)

30000

10000 -20

5000 0

-30 0

30

60

90

120

150

180

210

240

270

300

330

°nokhoek

251


F (N) alpha (°)

150 bar lager 2

30

45000 40000

kracht (N)

10

30000 25000

0

20000

-10

15000 10000

alpha (°)

20

35000

-20

5000 0

-30 0

30

60

90

120

150

180

210

240

270

300

330

°nokhoek

F (N) alpha (°)

150 bar lager 3

30

40000 35000

20 10

25000

0

20000 15000

-10

alpha (°)

kracht (N)

30000

10000 -20

5000 0

-30 0

30

60

90

120

150

180

210

240

270

300

330

°nokhoek

252


F (N) alpha (°)

60000

100

50000

80 60

40000

40

30000

20

20000

alpha (°)

kracht (N)

150 bar lager 4

0

10000

-20

0

-40 0

30

60

90

120

150

180

210

240

270

300

330

°nokhoek

F (N) alpha (°)

150 bar lager 5

30

40000 35000

20 10

25000

0

20000 15000

-10

alpha (°)

kracht (N)

30000

10000 -20

5000 0

-30 0

30

60

90

120

150

180

210

240

270

300

330

°nokhoek

253


F (N) alpha (°)

30

50000 45000 40000 35000 30000 25000 20000 15000 10000 5000 0

20 10 0 -10

alpha (°)

kracht (N)

150 bar lager 6

-20 -30 0

30

60

90

120

150

180

210

240

270

300

330

°nokhoek

F (N) alpha (°)

150 bar lager 7

40000

30

35000

20 10

25000 20000

0

15000

-10

alpha (°)

kracht (N)

30000

10000 -20

5000 0

-30 0

30

60

90

120

150

180

210

240

270

300

330

°nokhoek

254


F (N) alpha (°)

150 bar lager 8

25000

100 80

20000 15000

40

10000

20

alpha (°)

kracht (N)

60

0 5000

-20

0

-40 0

30

60

90

120

150

180

210

240

270

300

330

°nokhoek

255


Deel 3: Het voorstel van Miba Op basis van de door het programma verkregen krachten, heeft lagerfabrikant Miba een eerste voorstel geformuleerd:

Het betreft een 4 mm dikke lagerschaal, geconstrueerd uit GG20 en AlSn20. Er is eveneens een opening voorzien voor de olietoevoer, met een diameter van 6 mm. Per lager zouden beide lagerschalen identiek zijn, dit heeft vooral economische voordelen tijdens de productie en een verkeerde montage is hierdoor ook uitgesloten. De lippen voor de positionering tijdens de montage zijn geschrankt. Dit type lagerschalen is ook beschikbaar voor diktes van 3 en 3,5 mm. Dit zou beter zijn, vermits bij een dikte van 4 mm, de schalen contact maken met de richtbussen. De specifieke druk, die het lager aankan, bedraagt 35-40N/mm².

256


Bijlage 8: Inloopprogramma Op 25 mei 2004 werd het inloopprogramma met het prototype van de V16 doorlopen. Hieronder wordt een overzicht gegeven van de belangrijkste meetresultaten. datum:

25/05/2004

motor type:

16VDZC-1000-166-A

motor nr.:

X401

nominaal motortoerental: 1000 rpm maximaal motorvermogen: 3536 kW klant:

ABC

toerental tijd

gemiddelde druk

vermogen bemerkingen: vermogen [kWe]

n [rpm]

T [min]

Pe [bar]

Ne [kWm] berekend

500

30

6,4

688

515 kWe

600

30

9,2

1178

750 kWe

700

30

9,8

1467

990 kWe

750

45

11

1765

1141,25 kWe

800

30

12

2056

1300 kWe

800 (1)

afgelezen

1380 kWe

1620 kWe

900

30

12,8

2452

2000 kWe

2112 kWe

950

45

14,5

2943

2428,125 kWe

2530 kWe

975

45

15,5

3231

2785,9375 kWe

2900 kWe

1000

120

16,6

3536

3435 kWe

Op volgend blad staat het proefblad met de gemeten waarden. Bij vollast (1000 rpm) bedraagt het verbruik van de motor 203 g/kWh.

257


Excel-file met de meetwaarden in A3

258


Grafische voorstelling van o De compressordruk na de luchtkoeler o De uitlaattemperatuur voor de turbine o De uitlaattemperatuur na de turbine o Het vermogen

259

Evolutie en ontwikkeling ABC V-16 motor

Recommend Documents