DWUMASOWE KOŁO ZAMACHOWE PROJEKTOWANIE I ANALIZA

(1)

DWUMASOWE KOŁO ZAMACHOWE PROJEKTOWANIE I ANALIZA

Maciej Sidorowicz

^1a

, Dariusz Szpica

^1b

1Katedra Budowy i Eksploatacji Maszyn, Politechnika Białostocka e-mail: ^amaciej.sidorowicz.pb@gmail.com, ^bd.szpica@pb.edu.pl

Streszczenie

Dwumasowe koła zamachowe zostały skonstruowane, by poprawić tłumienie drgań skrętnych w odniesieniu do klasycznych tłumików drgań skrętnych montowanych w tarczach sprzęgłowych. Dwumasowe koło zamachowe dzięki swoim rozmiarom może zawrzeć wewnątrz swojej konstrukcji większy układ tłumiący niż w rozwiązaniach klasycznych. Mimo to takie rozwiązanie techniczne jest związane z wieloma kwestiami projektowymi, takimi jak sztywności sprężyn, wytrzymałość połączeń spawanych, łożyskowanie, wytrzymałość zabieraka. Wymienione problemy skłaniają konstruktorów do poprawiania konstrukcji istniejących kół dwumasowych, ponieważ nadal jest to część eksploatacyjna. W artykule przedstawiono tok projektowy dwumasowego koła zamachowego z przeznaczeniem do wybranego typu silnika wysokoprężnego.

THE DUAL-MASS FLYWHEEL – DESIGN AND ANALYSIS

Summary

Dual-mass flywheels were made to improve the torsional vibrations damping comparing to the classic dampers, mounted in clutch discs. The dual-mass flywheel, by means of its size, can hold bigger damping system inside it than the classic ones. However, such technical solution gives many problems which occur during design, like springs stiffness, welding joint durability, bearing, carrier durability. This all challenge constructors to improve the design of existing dual-mass flywheels, because they stay wailing car component so far. In the thesis there is presented the dual-mass flywheel designing process with intention to use in chosen diesel engine type.

1. WSTĘP

Rozwój motoryzacji w ostatnich dekadach wykształcił nowe wymagania co do komfortu jazdy. Jednocześnie nowoczesne silniki są wydajniejsze, auta coraz lżejsze, a nadwozia optymalizowane w tunelach aerodynamicznych. Źródło każdego hałasu stało się bardziej odczuwalne przez kierowców. Dodatkowo przyczyniają się do tego ekstremalnie niskoobrotowe silniki i nowe generacje skrzyń biegów pracujące na rzadszych olejach.

Od połowy lat osiemdziesiątych rozwijana jest technologia dwumasowych kół zamachowych.

Wydajność tłumików drgań skrętnych osadzonych w tarczy sprzęgłowej osiągnęła swój limit. Stały wzrost mocy jednostek napędowych, wraz ze wzrostem momentów obrotowych i redukcją wymiarów komory silnika, doprowadził do przekroczenia granicy możliwości tłumienia w klasycznym układzie [1]. Na

rys. 1 porównano tłumienie drgań skrętnych z wykorzystaniem układu konwencjonalnego z układem dwumasowego koła zamachowego.

Rosnące oczekiwania dotyczące komfortu jazdy pojazdami samochodowymi wymuszają stosowanie coraz to skuteczniejszych tłumików drgań skrętnych.

Im moment obrotowy generowany przez silnik jest większy, tym drgania skrętne pracującej jednostki napędowej charakteryzują się wyższymi wartościami amplitud.

W latach osiemdziesiątych XX wieku firma LuK podjęła badania w obszarze zwiększenia komfortu jazdy. Wynikiem tego było powstanie dwumasowych kół zamachowych, dzięki którym udało się odizolować drgania skrętne pochodzące od silnika od reszty układu napędowego. Nieprzyjemne dźwięki

(2)

Pojemność skokowa [cm Liczba cylindrów/zaworów Moc maksymalna silnika [KM/kW]

Moment obrotowy maksymalny silnika [Nm]

Masa suchego silnika [kg]

Stopień sprężania

pochodzące ze skrzyni biegów z

oraz drgania nadwozia zostały znacząco zredukowane.

2. PROJEKTOWANIE

DWUMASOWEGO KOŁA ZAMACHOWEGO

2.1 CHARAKTERYSTYKA POJAZDU BAZOWEGO

Projektowany podzespół jest przeznaczony docelowo do silnika ZSD

koncern Ford w

montowanych w modelach: Ford Mondeo, Ford Transit, Jaguar X

TXII, Citroen Jumper, Peugeot Boxer, Fiat Ducato, Land Rover Defender.

podstawowe dane techniczne tej jednostki napędowej.

Pojemność skokowa [cm Liczba cylindrów/zaworów Moc maksymalna silnika [KM/kW]

2.2 OPIS DZIAŁANIA KONSTRUKCJI

Założono,

zamachowe zawierać będzie w swojej konstrukcji podwójny układ tłumiący. By wykazać celowość zastosowania takiego rozwiązania

tłumienia drgań przez taki układ. Na rys przedstawiono schemat podwójnego układu tłumiącego zastosowan

Moment obrotowy generowany przez silnik (rys. 3) jest odbierany z wału korbowego za pomocą bezpośredniego połączenia gwintowego. Wał korbowy jest przykręcony do części pierwotnej dwumasowego koła zamachowego. Z części pierwotnej moment obrotowy jest odbierany przez zespół zabieraka i masę wtórną za pośrednictwem dwóch zespołów śrubowych pochodzące ze skrzyni biegów z

oraz drgania nadwozia zostały znacząco zredukowane.

PROJEKTOWANIE

DWUMASOWEGO KOŁA ZAMACHOWEGO

CHARAKTERYSTYKA POJAZDU BAZOWEGO

Projektowany podzespół jest przeznaczony docelowo do silnika ZSD-420 2.0 TDCi produkowanego przez koncern Ford w roku

montowanych w modelach: Ford Mondeo, Ford Transit, Jaguar X-Type, LDV,

TXII, Citroen Jumper, Peugeot Boxer, Fiat Ducato, Land Rover Defender.

podstawowe dane techniczne tej jednostki napędowej.

Tabela 1. Dane techniczne silnika bazowego Parametr

Pojemność skokowa [cm³] Liczba cylindrów/zaworów Moc maksymalna silnika [KM/kW]

OPIS DZIAŁANIA KONSTRUKCJI

, iż projektowane dwumasowe zamachowe zawierać będzie w swojej konstrukcji podwójny układ tłumiący. By wykazać celowość zastosowania takiego rozwiązania

tłumienia drgań przez taki układ. Na rys przedstawiono schemat podwójnego układu tłumiącego zastosowanego w konstrukcji.

Moment obrotowy generowany przez silnik (rys. 3) jest odbierany z wału korbowego za pomocą bezpośredniego połączenia gwintowego. Wał korbowy jest przykręcony do części pierwotnej dwumasowego koła zamachowego. Z części pierwotnej moment brotowy jest odbierany przez zespół zabieraka i masę wtórną za pośrednictwem dwóch zespołów śrubowych

Rys. 1. Charakterystyki tłumienia tłumików drgań skrętnych a Dwumasowe koło zamachowe

pochodzące ze skrzyni biegów zostały wyeliminowane oraz drgania nadwozia zostały znacząco zredukowane.

PROJEKTOWANIE

DWUMASOWEGO KOŁA ZAMACHOWEGO

CHARAKTERYSTYKA POJAZDU

Projektowany podzespół jest przeznaczony docelowo 420 2.0 TDCi produkowanego przez roku 1999 do chwili obecnej montowanych w modelach: Ford Mondeo, Ford Type, LDV, London Taxi TX1, TXII, Citroen Jumper, Peugeot Boxer, Fiat Ducato, W tab. 1. przedstawiono podstawowe dane techniczne tej jednostki napędowej.

Tabela 1. Dane techniczne silnika bazowego Parametr

Moc maksymalna silnika [KM/kW]

OPIS DZIAŁANIA KONSTRUKCJI

iż projektowane dwumasowe zamachowe zawierać będzie w swojej konstrukcji podwójny układ tłumiący. By wykazać celowość zastosowania takiego rozwiązania, dokonano symulacji tłumienia drgań przez taki układ. Na rys przedstawiono schemat podwójnego układu

ego w konstrukcji.

Rys. 1. Charakterystyki tłumienia tłumików drgań skrętnych a

układzie z dwumasowym kołem zamachowym [2]

Dwumasowe koło zamachowe

ostały wyeliminowane oraz drgania nadwozia zostały znacząco zredukowane.

DWUMASOWEGO KOŁA CHARAKTERYSTYKA POJAZDU

Projektowany podzespół jest przeznaczony docelowo 420 2.0 TDCi produkowanego przez 1999 do chwili obecnej montowanych w modelach: Ford Mondeo, Ford London Taxi TX1, TXII, Citroen Jumper, Peugeot Boxer, Fiat Ducato, 1. przedstawiono podstawowe dane techniczne tej jednostki napędowej.

Tabela 1. Dane techniczne silnika bazowego Wartość

1998 4/16 115/85 Moment obrotowy maksymalny silnika [Nm] 280

190 19

OPIS DZIAŁANIA KONSTRUKCJI

iż projektowane dwumasowe koło zamachowe zawierać będzie w swojej konstrukcji podwójny układ tłumiący. By wykazać celowość dokonano symulacji tłumienia drgań przez taki układ. Na rys. 2 przedstawiono schemat podwójnego układu

ego w konstrukcji.

Dwumasowe koło zamachowe - projektowanie i analiza

ostały wyeliminowane oraz drgania nadwozia zostały znacząco zredukowane.

CHARAKTERYSTYKA POJAZDU

Projektowany podzespół jest przeznaczony docelowo 420 2.0 TDCi produkowanego przez 1999 do chwili obecnej montowanych w modelach: Ford Mondeo, Ford London Taxi TX1, TXII, Citroen Jumper, Peugeot Boxer, Fiat Ducato, 1. przedstawiono

Tabela 1. Dane techniczne silnika bazowego Wartość

115/85

OPIS DZIAŁANIA KONSTRUKCJI

koło zamachowe zawierać będzie w swojej konstrukcji podwójny układ tłumiący. By wykazać celowość dokonano symulacji 2 przedstawiono schemat podwójnego układu

sprężyn głównych. Występy części pierwotnej działają siłą ściskającą na zespoły sprężyn, które następnie

działają na występy zabieraka. Prędkość względneg obrotu części pierwotnej jest tłumiona siłami tarcia wiskotycznego smaru plastycznego wypełniającego przestrzeń wewnątrz DKZ. W skład zespołu zabieraka wchodzi układ tłumiący złożony z sześciu zespołów sprężyn śrubowych. Tarcza zabieraka odbiera siłę ze sprężyn głównych i przekazuje ją na zespoły sprężyn zabieraka. Ściskane sprężyny działają siłą na tarcze zewnętrzne zespołu zabieraka, które są przykręcone śrubami do masy wtórnej DKZ. Masa wtórna posiada powierzchnię cierną, o którą trze dociskana tarcza sprzęgłowa, która odbiera moment obrotowy silnika i przekazuje go dalej do następujących po niej części układu napędowego.

zamachowego jest obliczenie minimalnej masy członów pierwotnego i wtórnego. Bazując na zale

powierzchni pod wykresem momentu obrotowego silnika (rys. 6).

FM

można wyznaczyć wartość średnią sumarycznego momentu obrotowego silnika

gdzie

obrotowego silnika, korbowego (oś X wykresu),

obrotowego silnika (oś Y wykresu), indykowany moment obrot

przebiegu momentu obrotowego silnika, dla silnika 4 suwowego, 4

Z kolei nadmiarowe pole indykowanego momentu obrotowego wyliczono z

projektowanie i analiza

działają na występy zabieraka. Prędkość względneg obrotu części pierwotnej jest tłumiona siłami tarcia wiskotycznego smaru plastycznego wypełniającego przestrzeń wewnątrz DKZ. W skład zespołu zabieraka wchodzi układ tłumiący złożony z sześciu zespołów sprężyn śrubowych. Tarcza zabieraka odbiera siłę ze sprężyn głównych i przekazuje ją na zespoły sprężyn zabieraka. Ściskane sprężyny działają siłą na tarcze zewnętrzne zespołu zabieraka, które są przykręcone śrubami do masy wtórnej DKZ. Masa wtórna posiada powierzchnię cierną, o którą trze dociskana tarcza sprzęgłowa, która odbiera moment obrotowy silnika przekazuje go dalej do następujących po niej części układu napędowego.

Pierwszym krokiem przy projektowaniu koła zamachowego jest obliczenie minimalnej masy członów pierwotnego i wtórnego. Bazując na zale

powierzchni pod wykresem momentu obrotowego silnika (rys. 6).

∑

= 











=

180 1 i

i oOWK

M

gdzie F_M - pole powierzchni pod wykresem momentu obrotowego silnika,

korbowego (oś X wykresu),

obrotowego silnika (oś Y wykresu), indykowany moment obrot

przebiegu momentu obrotowego silnika, dla silnika 4 suwowego, 4-cylindrowego

Z kolei nadmiarowe pole indykowanego momentu obrotowego wyliczono z

Rys. 1. Charakterystyki tłumienia tłumików drgań skrętnych a - w układzie konwencjonalnym, b układzie z dwumasowym kołem zamachowym [2]

działają na występy zabieraka. Prędkość względneg obrotu części pierwotnej jest tłumiona siłami tarcia wiskotycznego smaru plastycznego wypełniającego przestrzeń wewnątrz DKZ. W skład zespołu zabieraka wchodzi układ tłumiący złożony z sześciu zespołów sprężyn śrubowych. Tarcza zabieraka odbiera siłę ze sprężyn głównych i przekazuje ją na zespoły sprężyn zabieraka. Ściskane sprężyny działają siłą na tarcze zewnętrzne zespołu zabieraka, które są przykręcone śrubami do masy wtórnej DKZ. Masa wtórna posiada powierzchnię cierną, o którą trze dociskana tarcza sprzęgłowa, która odbiera moment obrotowy silnika przekazuje go dalej do następujących po niej części układu napędowego.

Pierwszym krokiem przy projektowaniu koła zamachowego jest obliczenie minimalnej masy członów pierwotnego i wtórnego. Bazując na zale

powierzchni pod wykresem momentu obrotowego

−

=





⋅

−^o _i₁

i

138,443 OWK

44,068 γ

M_isr=F^M =

pole powierzchni pod wykresem momentu obrotowego silnika, ^oOWK

korbowego (oś X wykresu), M

obrotowego silnika (oś Y wykresu), indykowany moment obrotowy silnika,

przebiegu momentu obrotowego silnika, dla silnika 4 cylindrowego γ =

Z kolei nadmiarowe pole indykowanego momentu obrotowego wyliczono z zależności:

w układzie konwencjonalnym, b

działają na występy zabieraka. Prędkość względneg obrotu części pierwotnej jest tłumiona siłami tarcia wiskotycznego smaru plastycznego wypełniającego przestrzeń wewnątrz DKZ. W skład zespołu zabieraka wchodzi układ tłumiący złożony z sześciu zespołów sprężyn śrubowych. Tarcza zabieraka odbiera siłę ze sprężyn głównych i przekazuje ją na zespoły sprężyn zabieraka. Ściskane sprężyny działają siłą na tarcze zewnętrzne zespołu zabieraka, które są przykręcone śrubami do masy wtórnej DKZ. Masa wtórna posiada powierzchnię cierną, o którą trze dociskana tarcza sprzęgłowa, która odbiera moment obrotowy silnika przekazuje go dalej do następujących po niej części

Pierwszym krokiem przy projektowaniu koła zamachowego jest obliczenie minimalnej masy członów pierwotnego i wtórnego. Bazując na zależności na pole powierzchni pod wykresem momentu obrotowego



 +

obr−

obr

[J]

138,443 2

M M

1 i 1

można wyznaczyć wartość średnią sumarycznego

[

N m

]

44,068 ⋅

pole powierzchni pod wykresem momentu - kąt obrotu wału

Mobr - wartość momentu obrotowego silnika (oś Y wykresu), M_isr

owy silnika,

przebiegu momentu obrotowego silnika, dla silnika 4 180o [6].

Z kolei nadmiarowe pole indykowanego momentu zależności:

w układzie konwencjonalnym, b - w

działają na występy zabieraka. Prędkość względnego obrotu części pierwotnej jest tłumiona siłami tarcia wiskotycznego smaru plastycznego wypełniającego przestrzeń wewnątrz DKZ. W skład zespołu zabieraka wchodzi układ tłumiący złożony z sześciu zespołów sprężyn śrubowych. Tarcza zabieraka odbiera siłę ze sprężyn głównych i przekazuje ją na zespoły sprężyn zabieraka. Ściskane sprężyny działają siłą na tarcze zewnętrzne zespołu zabieraka, które są przykręcone śrubami do masy wtórnej DKZ. Masa wtórna posiada powierzchnię cierną, o którą trze dociskana tarcza sprzęgłowa, która odbiera moment obrotowy silnika przekazuje go dalej do następujących po niej części

Pierwszym krokiem przy projektowaniu koła zamachowego jest obliczenie minimalnej masy członów żności na pole powierzchni pod wykresem momentu obrotowego

=















1

(1) można wyznaczyć wartość średnią sumarycznego

(2) pole powierzchni pod wykresem momentu

kąt obrotu wału wartość momentu

isr- średni owy silnika, γ - okres przebiegu momentu obrotowego silnika, dla silnika 4-

Z kolei nadmiarowe pole indykowanego momentu

(3)

Pole nadmiarowe na wykresie jednostkowego ciśnienia statycznego:

π F_p =

gdzie: F_n - wartość nadmiarowego pola indykowanego momentu obrotowego (powyżej wartości średniej), - średnica tłoka,

Rys. 3. Po lewej: przekrój DKZ z uwidocznioną częścią pierwotną (ciemnoszara) i wtórną pierwotnej, 2

2 – śruby łączące zespół zabieraka z masą wtórną DKZ, 3

2

Pole nadmiarowe na wykresie jednostkowego ciśnienia

8,886 s

D π

F 4

s 2

n =

⋅

wartość nadmiarowego pola indykowanego momentu obrotowego (powyżej wartości średniej),

średnica tłoka, s_s - skok tłoka.

Rys. 3. Po lewej: przekrój DKZ z uwidocznioną częścią pierwotną (ciemnoszara) i wtórną pierwotnej, 2 - występ zabieraka części wtórnej, po prawej: schemat zabieraka części wtórnej DKZ: 1

śruby łączące zespół zabieraka z masą wtórną DKZ, 3

Rys. 4. Przekrój 2 - zespół zabieraka, 3

F F

n n

=

[

Pa rad 10

8,886⋅ ⁴ ⋅

wartość nadmiarowego pola indykowanego momentu obrotowego (powyżej wartości średniej),

skok tłoka.

Rys. 3. Po lewej: przekrój DKZ z uwidocznioną częścią pierwotną (ciemnoszara) i wtórną występ zabieraka części wtórnej, po prawej: schemat zabieraka części wtórnej DKZ: 1 śruby łączące zespół zabieraka z masą wtórną DKZ, 3

. Przekrój DKZ, 1 - masa pierwotna, zespół zabieraka, 3 - tuleja masy pierwotnej

[ ]

J 44,388

otherwise 0

OWK

180 1 i

o

=

















=

∑

=

]

rad ₍₄₎

wartość nadmiarowego pola indykowanego momentu obrotowego (powyżej wartości średniej), D

Rys. 3. Po lewej: przekrój DKZ z uwidocznioną częścią pierwotną (ciemnoszara) i wtórną występ zabieraka części wtórnej, po prawej: schemat zabieraka części wtórnej DKZ: 1 śruby łączące zespół zabieraka z masą wtórną DKZ, 3

masa pierwotna, tuleja masy pierwotnej

otherwise OWK OWK_i−^o _i₋₁⋅

(4)

wartość nadmiarowego pola indykowanego

Na tej podstawie wylicza się minimalny masowy moment bezwładności DKZ. Warunkiem zapewnienia stabilności pracy silnika jest zniwelowanie wpływu nierównomierności biegu silnika na średnią prędkość obrotową silnika. Masowy moment bezwładności mas pierwotnej

na skumulowanie energii kinetycznej ruchu obrotowego koła zamachowego do utrzymania

zamachowego: 1

zespoły sprężyn łukowych, 3

zamachowego, 7

Rys. 3. Po lewej: przekrój DKZ z uwidocznioną częścią pierwotną (ciemnoszara) i wtórną występ zabieraka części wtórnej, po prawej: schemat zabieraka części wtórnej DKZ: 1 śruby łączące zespół zabieraka z masą wtórną DKZ, 3 – tarcza zabieraka, 4

tuleja masy pierwotnej

Rys. 5

(

2 M Mobr₁ + obr

⋅

Na tej podstawie wylicza się minimalny masowy moment bezwładności DKZ. Warunkiem zapewnienia stabilności pracy silnika jest zniwelowanie wpływu nierównomierności biegu silnika na średnią prędkość obrotową silnika. Masowy moment bezwładności mas pierwotnej i wtórnej musi mieć wartość pozwalającą na skumulowanie energii kinetycznej ruchu obrotowego koła zamachowego do utrzymania

Rys. 2. Schemat układu tłumienia proj zamachowego: 1 –

zespoły sprężyn łukowych, 3

układ sprężyn tłumiących 5 – część wtórna zabieraka, 6 zamachowego, 7 – tł

koła zamachowego (tarcie, tłumienie wiskotyczne)

Rys. 3. Po lewej: przekrój DKZ z uwidocznioną częścią pierwotną (ciemnoszara) i wtórną występ zabieraka części wtórnej, po prawej: schemat zabieraka części wtórnej DKZ: 1

tarcza zabieraka, 4 –

5. Widok spoin (1) łączących pierścień montażowy (2) z kołem zamachowym (3)

)

M_isr if

obr_i₁









−

Na tej podstawie wylicza się minimalny masowy moment bezwładności DKZ. Warunkiem zapewnienia stabilności pracy silnika jest zniwelowanie wpływu nierównomierności biegu silnika na średnią prędkość obrotową silnika. Masowy moment bezwładności mas i wtórnej musi mieć wartość pozwalającą na skumulowanie energii kinetycznej ruchu obrotowego koła zamachowego do utrzymania

Rys. 2. Schemat układu tłumienia proj

masa pierwotna koła zamachowego, 2 zespoły sprężyn łukowych, 3 – część pierwotna zabieraka, 4

układ sprężyn tłumiących część wtórna zabieraka, 6

tłumienie zabieraka (tarcie), 8 koła zamachowego (tarcie, tłumienie wiskotyczne)

Rys. 3. Po lewej: przekrój DKZ z uwidocznioną częścią pierwotną (ciemnoszara) i wtórną (jasnoszara). 1 występ zabieraka części wtórnej, po prawej: schemat zabieraka części wtórnej DKZ: 1 –

tarcze zewnętrz

. Widok spoin (1) łączących pierścień montażowy (2) z kołem zamachowym (3)

M

M _isr

obr_i









>

Na tej podstawie wylicza się minimalny masowy moment bezwładności DKZ. Warunkiem zapewnienia stabilności pracy silnika jest zniwelowanie wpływu nierównomierności biegu silnika na średnią prędkość obrotową silnika. Masowy moment bezwładności mas i wtórnej musi mieć wartość pozwalającą na skumulowanie energii kinetycznej ruchu obrotowego koła zamachowego do utrzymania Rys. 2. Schemat układu tłumienia projektowanego koła

masa pierwotna koła zamachowego, 2 część pierwotna zabieraka, 4 układ sprężyn tłumiących,

część wtórna zabieraka, 6 – masa wtórna koła umienie zabieraka (tarcie), 8 – koła zamachowego (tarcie, tłumienie wiskotyczne)

(jasnoszara). 1 - występy części – zespół sprężyn zabieraka, tarcze zewnętrzne zespołu zabieraka

. Widok spoin (1) łączących pierścień montażowy (2) z kołem zamachowym (3)









(3)

Na tej podstawie wylicza się minimalny masowy moment bezwładności DKZ. Warunkiem zapewnienia stabilności pracy silnika jest zniwelowanie wpływu nierównomierności biegu silnika na średnią prędkość obrotową silnika. Masowy moment bezwładności mas i wtórnej musi mieć wartość pozwalającą na skumulowanie energii kinetycznej ruchu obrotowego koła zamachowego do utrzymania ektowanego koła masa pierwotna koła zamachowego, 2 –

część pierwotna zabieraka, 4 –

sa wtórna koła – tłumienie koła zamachowego (tarcie, tłumienie wiskotyczne)

występy części zespół sprężyn zabieraka, ne zespołu zabieraka

. Widok spoin (1) łączących pierścień montażowy (2)

(4)

prędkości obrotowej silnika na poziomie średnim w fazach cyklu obrotów silnika, gdy wał korbowy zwalnia.

Rys. 6. Przebieg momentu obrotowego w funkcji kąta obrotu wału korbowego z zaznaczoną wartością średnią [6]

Na podstawie przebiegu

czterocylindrowego silnika wysokoprężnego o podobnych cechach konstrukcyjnych opisanego w [5], według sposobu obliczania opisanego w [6]

wyznaczono minimalny moment bezwładności mas pierwotnej i wtórnej DKZ. Wymiar średnicy jest wymuszony przez konstrukcję oryginalnego koła zamachowego, więc w prosty sposób z masowego momentu bezwładności obliczono masę podzespołu.

Głównym elementem układu tłumiącego drgania skrętne silnika jest zespół sprężyn śrubowych. Dzięki przeniesieniu tłumika z ta

wewnętrznej dwumasowego koła zamachowego uzyskano nowe możliwości konstrukcyjne, takie jak większy promień osadzenia sprężyn, większy kąt skręcenia czy większa d

W analizowanym

sprężyn łukowych stanowiące główny tłumik drgań oraz sześć zespołów sprężyn stanowiących tłumik zabieraka. Każdy zespół sprężyn to dwie sprężyny śrubowe – jedna włożona do drugiej. Sprężyny główne mają wielokrotnie większą długość od sprężyn zabieraka, w ten sposób tłumione są drgania pierwszego i drugiego rzędu. Na podstawie maksymalnego momentu obrotowego silnika i założonego kąta skręcenia koła zamachowego wyliczono kąt skręcenia względnego: tarczy zabierakowej względem masy pierwotnej oraz m wtórnej względem tarczy zabierakowej. Następnie skorygowano maksymalny kąt skręcenia

uwagę maksymalne odkształcenie sprężyn i warunki geometryczne (średnice drutów sprężyn).

Zespół masy wtórnej (1 na rys.

z zespołem zabieraka (2) połączeniem gwintowym osadzony jest na ułożyskowanej tulei masy pierwotnej (3). Należało więc dobrać łożysko do tego rozwiązania.

W związku z relatywnie niskimi działających sił w

prędkości obrotowej silnika na poziomie średnim fazach cyklu obrotów silnika, gdy wał korbowy

Na podstawie przebiegu

czterocylindrowego silnika wysokoprężnego o podobnych cechach konstrukcyjnych opisanego w [5], według sposobu obliczania opisanego w [6]

wyznaczono minimalny moment bezwładności mas pierwotnej i wtórnej DKZ. Wymiar średnicy jest ny przez konstrukcję oryginalnego koła zamachowego, więc w prosty sposób z masowego momentu bezwładności obliczono masę podzespołu.

Głównym elementem układu tłumiącego drgania skrętne silnika jest zespół sprężyn śrubowych. Dzięki przeniesieniu tłumika z ta

wewnętrznej dwumasowego koła zamachowego uzyskano nowe możliwości konstrukcyjne, takie jak większy promień osadzenia sprężyn, większy kąt skręcenia czy większa długość zastosowanych sprężyn.

W analizowanym układzie

sprężyn łukowych stanowiące główny tłumik drgań oraz sześć zespołów sprężyn stanowiących tłumik zabieraka. Każdy zespół sprężyn to dwie sprężyny jedna włożona do drugiej. Sprężyny główne mają wielokrotnie większą długość od sprężyn bieraka, w ten sposób tłumione są drgania pierwszego i drugiego rzędu. Na podstawie maksymalnego momentu obrotowego silnika założonego kąta skręcenia koła zamachowego wyliczono kąt skręcenia względnego: tarczy zabierakowej względem masy pierwotnej oraz m wtórnej względem tarczy zabierakowej. Następnie skorygowano maksymalny kąt skręcenia

zabieraka (2) połączeniem gwintowym osadzony jest na ułożyskowanej tulei masy pierwotnej (3). Należało więc dobrać łożysko do tego rozwiązania.

W związku z relatywnie niskimi

działających sił w porównaniu do zdolności

Na podstawie przebiegu momentu obrotowego czterocylindrowego silnika wysokoprężnego o podobnych cechach konstrukcyjnych opisanego w [5], według sposobu obliczania opisanego w [6]

Głównym elementem układu tłumiącego drgania skrętne silnika jest zespół sprężyn śrubowych. Dzięki rczy sprzęgła do przestrzeni wewnętrznej dwumasowego koła zamachowego uzyskano nowe możliwości konstrukcyjne, takie jak większy promień osadzenia sprężyn, większy kąt ługość zastosowanych sprężyn.

układzie zastosowano

sprężyn łukowych stanowiące główny tłumik drgań oraz sześć zespołów sprężyn stanowiących tłumik zabieraka. Każdy zespół sprężyn to dwie sprężyny jedna włożona do drugiej. Sprężyny główne mają wielokrotnie większą długość od sprężyn bieraka, w ten sposób tłumione są drgania pierwszego i drugiego rzędu. Na podstawie maksymalnego momentu obrotowego silnika założonego kąta skręcenia koła zamachowego wyliczono kąt skręcenia względnego: tarczy zabierakowej względem masy pierwotnej oraz m wtórnej względem tarczy zabierakowej. Następnie skorygowano maksymalny kąt skręcenia

zabieraka (2) połączeniem gwintowym osadzony jest na ułożyskowanej tulei masy pierwotnej (3). Należało więc dobrać łożysko do tego rozwiązania.

W związku z relatywnie niskimi

porównaniu do zdolności

momentu obrotowego czterocylindrowego silnika wysokoprężnego o podobnych cechach konstrukcyjnych opisanego w [5], według sposobu obliczania opisanego w [6]

astosowano dwa zespoły sprężyn łukowych stanowiące główny tłumik drgań oraz sześć zespołów sprężyn stanowiących tłumik zabieraka. Każdy zespół sprężyn to dwie sprężyny jedna włożona do drugiej. Sprężyny główne mają wielokrotnie większą długość od sprężyn bieraka, w ten sposób tłumione są drgania pierwszego i drugiego rzędu. Na podstawie maksymalnego momentu obrotowego silnika założonego kąta skręcenia koła zamachowego wyliczono kąt skręcenia względnego: tarczy zabierakowej względem masy pierwotnej oraz masy wtórnej względem tarczy zabierakowej. Następnie skorygowano maksymalny kąt skręcenia, biorąc pod uwagę maksymalne odkształcenie sprężyn i ich warunki geometryczne (średnice drutów sprężyn).

Zespół masy wtórnej (1 na rys. 4) połączony zabieraka (2) połączeniem gwintowym osadzony jest na ułożyskowanej tulei masy pierwotnej (3). Należało więc dobrać łożysko do tego rozwiązania.

wartościami porównaniu do zdolności

momentu obrotowego czterocylindrowego silnika wysokoprężnego o podobnych cechach konstrukcyjnych opisanego w [5], według sposobu obliczania opisanego w [6], wyznaczono minimalny moment bezwładności mas pierwotnej i wtórnej DKZ. Wymiar średnicy jest ny przez konstrukcję oryginalnego koła zamachowego, więc w prosty sposób z masowego

dwa zespoły sprężyn łukowych stanowiące główny tłumik drgań oraz sześć zespołów sprężyn stanowiących tłumik zabieraka. Każdy zespół sprężyn to dwie sprężyny jedna włożona do drugiej. Sprężyny główne mają wielokrotnie większą długość od sprężyn bieraka, w ten sposób tłumione są drgania pierwszego i drugiego rzędu. Na podstawie maksymalnego momentu obrotowego silnika założonego kąta skręcenia koła zamachowego wyliczono kąt skręcenia względnego: tarczy asy wtórnej względem tarczy zabierakowej. Następnie biorąc pod ich

) połączony zabieraka (2) połączeniem gwintowym osadzony jest na ułożyskowanej tulei masy pierwotnej (3). Należało więc dobrać łożysko do tego rozwiązania.

wartościami porównaniu do zdolności

przenoszenia obciążeń prze najmniejsze łożysko z

warunki użytkowania koła zamachowego przez o wiele dłuższy czas niż założony okres

kilometrów.

Końcowym etapem montażu koła zamachowego jest przyspawanie pi

który zapobiega samoczynnemu rozłączenia się elementów składowych konstrukcji.

nie służą wprost przeniesieniu momentu obrotowego silnika, dlatego wskazane jest

najmniejszą długość. Obliczo czterech spoin rozmieszczonych co 90 a)

b)

c)

Rys. 7.

a) umocowania i obciążenia b) naprężenia zredukowane c) przemieszczenie wypadkowe

przenoszenia obciążeń prze najmniejsze łożysko z

warunki użytkowania koła zamachowego przez o wiele dłuższy czas niż założony okres

kilometrów.

Końcowym etapem montażu koła zamachowego jest przyspawanie pierścienia montażowego (2 na rys.

najmniejszą długość. Obliczo czterech spoin rozmieszczonych co 90

Rys. 7. Analiza wytrzymałościowa zabieraka:

przenoszenia obciążeń przez łożysko kulkowe zwykłe, najmniejsze łożysko z katalogu zdołałoby wytrzymać warunki użytkowania koła zamachowego przez o wiele dłuższy czas niż założony okres

Końcowym etapem montażu koła zamachowego jest erścienia montażowego (2 na rys.

najmniejszą długość. Obliczono minimalną długość czterech spoin rozmieszczonych co 90

Analiza wytrzymałościowa zabieraka:

z łożysko kulkowe zwykłe, katalogu zdołałoby wytrzymać warunki użytkowania koła zamachowego przez o wiele dłuższy czas niż założony okres – przebieg 200 tysięcy

Końcowym etapem montażu koła zamachowego jest erścienia montażowego (2 na rys.

który zapobiega samoczynnemu rozłączenia się elementów składowych konstrukcji. Spoiny montażowe nie służą wprost przeniesieniu momentu obrotowego silnika, dlatego wskazane jest, by miały jak no minimalną długość czterech spoin rozmieszczonych co 90^o. W rezultacie

Analiza wytrzymałościowa zabieraka:

z łożysko kulkowe zwykłe, katalogu zdołałoby wytrzymać warunki użytkowania koła zamachowego przez o wiele przebieg 200 tysięcy

Końcowym etapem montażu koła zamachowego jest erścienia montażowego (2 na rys. 5), który zapobiega samoczynnemu rozłączenia się Spoiny montażowe nie służą wprost przeniesieniu momentu obrotowego by miały jak no minimalną długość . W rezultacie

(5)

stwierdzono, że długość obliczonej spoiny utrudniałaby technologicznie powtarzalność połączenia. Zwiększono więc jej długość.

Przeprowadzono również badania wytrzymałościowe metodą elementów skończonych (SolidWorks Simulation). W artykule przedstawiono wyniki dla tarczy zabieraka.

Zabierak został umocowany sześcioma podporami elastycznymi o sztywności obliczonej dla zespołów sprężyn zabieraka (rys. 7a). Centralne umocowanie odbiera translacyjne stopnie swobody (nieruchomy zawias). Obciążenie zadano w dwóch punktach – występach zabieraka – o wartości maksymalnego momentu obrotowego silnika bazowego. Maksymalne naprężenia zlokalizowane są w karbie przy występie zabieraka, lecz nie przekraczają granicy plastyczności (rys. 7b). Wartości przemieszczeń (rys. 7c) wynikają w głównej mierze z podatności podpory.

3. ANALIZA DZIAŁANIA DWUMASOWEGO KOŁA ZAMACHOWEGO

Do symulacji pozwalającej na ocenę skuteczności tłumienia wykorzystano środowisko Matlab Simulink.

Zamodelowano równania różniczkowe sił zewnętrznych i wewnętrznych działających w układzie (na podstawie rys. 2).

k1 m k1 t sil 1 k1

3 J ε B k

J ⋅ϕ&& = ⋅ − ⋅ϕ& − ⋅ϕ (5)

ϕk1

ϕ ϕ

ϕ

ϕ ϕ

ϕ

⋅

−

⋅

−

⋅

=

⋅

−

⋅

−

⋅

=

⋅

k1 mz k2 tz

2 k1 3

m k2 t k2

sil 1 k2 2

k B

J J

k B

ε J J

&

(6)

gdzie: J₁ - masowy moment bezwładności członu pierwotnego DKZ, J₂ - masowy moment bezwładności zabieraka*, J₃ - masowy moment bezwładności członu wtórnego DKZ, ε_sil - przyspieszenie kątowe wału korbowego silnika, ϕ_k1 - kąt obrotu masy wtórnej DKZ względem: w (5) - masy pierwotnej, w (6) - zabieraka, ϕ&_k1 - prędkość kątowa masy wtórnej DKZ względem: w (5) - masy pierwotnej, w (6) - zabieraka, ϕ&&k1 - przyspieszenie kątowe masy wtórnej DKZ względem: w (5) - masy pierwotnej, w (6) - zabieraka, ϕk2 - kąt obrotu zabieraka względem masy pierwotnej*, ϕ&_k1 - prędkość kątowa zabieraka względem masy pierwotnej*, ϕ&&_k1 - przyspieszenie kątowe zabieraka względem masy pierwotnej*, B_t - współczynnik tłumienia tarciowego między masą pierwotną a członem tłumionym, B_tz - współczynnik tłumienia tarciowego między zabierakiem a masą

wtórną*, k_m - sztywność sprężyn głównych, k_mz - sztywność sprężyn zabieraka*.

* - tylko w zmodyfikowanym układzie tłumiącym

Zależność (5) opisuje zachowanie członu wtórnego koła zamachowego względem członu pierwotnego w konfiguracji z pojedynczym układem tłumiącym.

Taka konstrukcja znalazła zastosowanie w oryginalnym podzespole montowanym w silniku bazowym. Na człon wtórny DKZ działa moment obrotowy J₃⋅ϕ&&_k1 wynikający z wymuszenia chwilowym przyspieszeniem wału korbowego silnika εsil i opóźnień pochodzących od momentu sił sprężystości zespołów sprężyn k_m⋅ϕ_k1 oraz momentu tarcia B_t⋅ϕ&_k1 występującego pomiędzy warstwami smaru plastycznego wypełniającego przestrzeń między masą pierwotną i wtórną.

Zależności (6) dotyczą konstrukcji z podwójnym układem tłumiącym, czyli rozwiązania zastosowanego alternatywnie. Równania ruchu zbudowane są analogicznie jak w zależności (5), jednak siły i momenty działają pomiędzy trzema członami - masą pierwotną, wałem korbowym i osadzonych na nim mas wirujących o masowym momencie bezwładności J1, zabierakiem (masowy moment bezwładności J₃), który odbiera i przekazuje siły na sprężyny oraz masą wtórną o masowym momencie bezwładności J₂ odbierającą z zabieraka siły sprężystości. Pierwsze równanie układu dotyczy ruchu zabieraka względem masy pierwotnej DKZ, natomiast drugie - ruchu masy wtórnej względem zabieraka.

W celu zobrazowania wpływu poszczególnych konfiguracji układów tłumiących przedstawiono przebiegi prędkości obrotowych wejściowej (na masie pierwotnej) i wyjściowych (ma masach wtórnych).

Prędkość obrotową wejściową interpolowano dla potrzeb rozwiązania równań (5) i (6) z opracowania [5].

Wartości parametrów sprężyn obliczono w [3] zgodnie z wymaganiami i założeniami konstrukcyjnymi.

W związku z trudnościami wyznaczenia i obliczenia tłumienia wiskotycznego wartości współczynników zależnych od tarcia między członami DKZ zostały przyjęte orientacyjnie.

Rozwiązując numerycznie metodą trapezów (schematem niejawnym) połączoną z różniczkowaniem wstecznym (ode23tb w Matlab [7]) równania (1) i (2), otrzymano rozwiązanie - czasowe przebiegi prędkości kątowych członów wtórnych opisanych w równaniach (1) i (2) (rys.8).

(6)

Na podstawie porównania tych przebiegów:

prędkości członu czynnego (

wejściową w obliczeniach, tłumionego przez układ wariantu oryginalnego (

projektowany (

podwójnego tłumika drgań tłumienie jest zwiększone.

W związku z tym stwierdzono celowość stosowania podwójnego układu tłumiącego.

Literatura

1. Reik W., Seebacher R., Kooy A.: Dual 2. Dwumasowe

Herzogenaurach 2010,

3. Sidorowicz M.: Projekt dwumasowego koła zamachowego z przeznaczeniem do silnika wysokoprężnego dyplomowa inżynierska, pod kierunkiem

4. Wituszyński K.

Studium teoretyczno a)

b)

Parametr

Wariant oryginalny Wariant zmodyfikowany

prędkości członu czynnego (

wejściową w obliczeniach, tłumionego przez układ wariantu oryginalnego (----

projektowany (^___), stwierdzić można

podwójnego tłumika drgań tłumienie jest zwiększone.

Literatura

Reik W., Seebacher R., Kooy A.: Dual

Dwumasowe koło zamachowe (DKZ). Technika. Diagnoza uszkodzeń. Przyrząd pomiarowy., Materiały LuK, Herzogenaurach 2010,

Sidorowicz M.: Projekt dwumasowego koła zamachowego z przeznaczeniem do silnika wysokoprężnego dyplomowa inżynierska, pod kierunkiem

Wituszyński K.: Prędkość kątowa i moment obrotowy jako nośniki informacji o stanie silnika spalinowego.

Studium teoretyczno-eksperymentalne

Rys. 8. Realizacja toku symulacyjnego dla prędkości średniej 1000 obr/min Parametr

Wariant oryginalny Wariant zmodyfikowany

prędkości członu czynnego (^....) będąca wielkością wejściową w obliczeniach, tłumionego przez układ ----) i tłumionego przez układ ), stwierdzić można że w przypadku podwójnego tłumika drgań tłumienie jest zwiększone.

Reik W., Seebacher R., Kooy A.: Dual

koło zamachowe (DKZ). Technika. Diagnoza uszkodzeń. Przyrząd pomiarowy., Materiały LuK, Herzogenaurach 2010, p. 4.

Sidorowicz M.: Projekt dwumasowego koła zamachowego z przeznaczeniem do silnika wysokoprężnego dyplomowa inżynierska, pod kierunkiem

Prędkość kątowa i moment obrotowy jako nośniki informacji o stanie silnika spalinowego.

eksperymentalne

Rys. 8. Realizacja toku symulacyjnego dla prędkości średniej 1000 obr/min Wariant oryginalny

Wariant zmodyfikowany

) będąca wielkością wejściową w obliczeniach, tłumionego przez układ ) i tłumionego przez układ że w przypadku podwójnego tłumika drgań tłumienie jest zwiększone.

W związku z tym stwierdzono celowość stosowania

Reik W., Seebacher R., Kooy A.: Dual mass flywheel

koło zamachowe (DKZ). Technika. Diagnoza uszkodzeń. Przyrząd pomiarowy., Materiały LuK,

Sidorowicz M.: Projekt dwumasowego koła zamachowego z przeznaczeniem do silnika wysokoprężnego dyplomowa inżynierska, pod kierunkiem D. Szpicy

eksperymentalne. Lublin: Lubelskie Tow. Nauk.,

Rys. 8. Realizacja toku symulacyjnego dla prędkości średniej 1000 obr/min J1

kg·m² 60 60

) będąca wielkością wejściową w obliczeniach, tłumionego przez układ ) i tłumionego przez układ że w przypadku podwójnego tłumika drgań tłumienie jest zwiększone.

W związku z tym stwierdzono celowość stosowania

lywheel. LuK Symposium, Herzogenaurach 1998,

Sidorowicz M.: Projekt dwumasowego koła zamachowego z przeznaczeniem do silnika wysokoprężnego D. Szpicy, Białystok 2013.

: Lubelskie Tow. Nauk.,

Rys. 8. Realizacja toku symulacyjnego dla prędkości średniej 1000 obr/min

2

J2

kg·m² - 1

Tabela 2. Dane niezbędne do projektowanie i analiza

LuK Symposium, Herzogenaurach 1998,

Sidorowicz M.: Projekt dwumasowego koła zamachowego z przeznaczeniem do silnika wysokoprężnego , Białystok 2013.

: Lubelskie Tow. Nauk., 1996, s.35 Rys. 8. Realizacja toku symulacyjnego dla prędkości średniej 1000 obr/min

J3

kg·m² k N⋅⋅⋅⋅

200 5077 200 5077 Tabela 2. Dane niezbędne do

LuK Symposium, Herzogenaurach 1998,

Sidorowicz M.: Projekt dwumasowego koła zamachowego z przeznaczeniem do silnika wysokoprężnego

1996, s.35-36.

Rys. 8. Realizacja toku symulacyjnego dla prędkości średniej 1000 obr/min – opis w tekście km

⋅⋅⋅⋅m/^○ kmz

N⋅⋅⋅⋅m/^○ 5077 - 5077 13204

Tabela 2. Dane niezbędne do zainicjowania obliczeń

LuK Symposium, Herzogenaurach 1998, p. 69-93.

Sidorowicz M.: Projekt dwumasowego koła zamachowego z przeznaczeniem do silnika wysokoprężnego

tekście

○

Bt

N⋅⋅⋅⋅m⋅⋅⋅⋅s N 200 200 zainicjowania obliczeń

93.

Sidorowicz M.: Projekt dwumasowego koła zamachowego z przeznaczeniem do silnika wysokoprężnego. Praca

Btz

N⋅⋅⋅⋅m⋅⋅⋅⋅s - 500 zainicjowania obliczeń

(7)

5. Liżewski M.: Równania momentu i prędkości silników wielocylindrowych. Praca dyplomowa pod kier. K.

Wituszyńskiego. Białystok 2005, s. 36-39.

6. Matzke W., Wituszyński K.: Projektowanie układów korbowych silników trakcyjnych, Lublin:Wyd. Uczel. Pol.

Lubel., 1996.

7. Yang, W. Y., Cao, W., Chung, T. S., and Morris, J. Applied numerical methods using MATLAB. Hoboken, New Jersey: Wiley & Sons, Inc., 2005.

Proszę cytować ten artykuł jako:

Sidorowicz M., Szpica D.: Dwumasowe koło zamachowe projektowanie i analiza

.

„Modelowanie Inżynierskie” 2013, nr 46, t. 15, s. 103 – 109.