Konstruktion av drivlina till Shell Eco...

Konstruktion av drivlina till Shell Eco Marathon-bil

Daniel Roshanghias Filip Kaiserfeld Fonser

Ramtin Massoumzadeh Rhythm Sheikh Kabir

Fil

Examensarbete Stockholm, Sverige 2015

3


Daniel Roshanghias Filip Kaiserfeld Fonser Ramtin Massoumzadeh

Rhythm Sheikh Kabir

Examensarbete MMKB 2015:73 MKNB 084

KTH Industriell teknik och management

Maskinkonstruktion

SE-100 44 STOCKHOLM

1

Examensarbete MMKB 2015:73 MKNB 084


Daniel Roshanghias

Filip Kaiserfeld Fonser

Ramtin Massoumzadeh

Rhythm Sheikh Kabir

Godkänt

2015-06-05

Examinator

Ulf Sellgren

Handledare

Mikael Hellgren

Uppdragsgivare

Peter Georén

Kontaktperson

Mikael Hellgren

Sammanfattning Denna rapport beskriver processen och utvecklingen av en drivlina för KTH:s bidrag till

tävlingen Shell Eco Marathon. Konceptet är tänkt att bringa en helt ny lösning till det föregående

årets drivlinesystem. En komplexhybrid som bygger på tre motorer, där två utgjordes av

elektriska motorer och den tredje var en förbränningsmotor, utvecklades.

För att upprätta en välstrukturerad arbetsplan tillämpades den välrenommerade

produktutvecklingsprocessen känd som Ulrich & Eppingers modell. Denna bygger på ett antal

faser som följs för att upprätthålla en hög kvalité genom hela fortskridandet av arbetet.

Avgränsningar tillrättades för att begränsa omfattningen av arbetet till en mer realiserbar och

hanterbar mängd inom ramarna för detta projekt. Modellavgränsningarna innefattar ekonomiska

såväl som finansiella aspekter då produktutvecklingsmodellen är betydligt mer ingående än vad

detta projekt fordrar.

Den slutgiltiga produkten togs fram utifrån en iterativ process. Vid konceptgenereringen låg

form och funktion ständigt till grund för de beslut som fattades med

produktutvecklingsprocessen i åtanke. Utvärdering av dessa medförde att krav och mål

dynamiskt ändrades under arbetets gång. Informationssökning om olika befintliga lösningar

gjordes för att bygga upp en referensram vilken agerade riktlinje vid beslutsfattande.

Visualisering av prototyper och dess ingående komponenter modellerades i form av CAD-bilder

för att underlätta beskrivningen om vilka funktionerna var och avsåg att ge insikt om hur de olika

prototyperna har itererats fram till en slutgiltig sådan. Matematiska modeller har legat till grund

vid dimensionering av särskilda komponenter. FEM-modellering av kritiska komponenter

utgjorde ett hjälpmedel vid utvärdering av hållfasthet på dessa.

Den resulterande produkten bestod dels av egenframtagna, men även av befintliga lösningar.

Vad gäller syftet, att ta fram en egentillverkad fysisk produkt med de kunskaper som inhämtats

under projektets gång, anses detta vara uppfyllt.

Drivlinan vägde 5,25 kg, hade strax över 20 komponenter och kunde överföra mer moment än

det uppsatta kravet på 7 Nm.

Nyckelord: Drivlina, Konstruktion, Produktframtagning, Shell Eco Marathon

3

Bachelor Thesis MMKB 2015:73 MKNB 084

Construction of drivetrain for a Shell Eco Marathon car

Daniel Roshanghias

Filip Kaiserfeld Fonser

Ramtin Massoumzadeh

Rhythm Sheikh Kabir

Approved

2015-06-05

Examiner

Ulf Sellgren

Supervisor

Mikael Hellgren

Commissioner

Peter Georén

Contact person

Mikael Hellgren

Abstract This bachelor thesis aims to describe the process of developing a drivetrain for KTH’s

contribution for the competition Shell Eco Marathon. The concept developed is meant to produce

a completely new drivetrain in relation to previous year’s solution. The solution developed was a

complex hybrid, which contains three motors, two of which are electric and one is combustion.

To establish a well-structured work plan, the product development model developed by Ulrich &

Eppinger was applied during the project. The model is based on several phases meant to ensure

high quality throughout the project. Several limitations were set for the prerequisite of this thesis

paper to make it manageable. Product development model limitations include economical and

financial aspects.

The final product was developed through an iterative process. Form and function was constantly

in focus when concept generating for the reasoning behind the decisions made in accordance to

the product development model. The assessment of these meant that the goals and demands

were dynamically changing throughout the project. Information of existing solutions also acted

as guidelines for decision-making.

Visualization of prototypes and its components were realized using CAD to facilitate the

description of the functions and in turn illustrate how the prototypes were developed.

Mathematical models were used for dimensioning of parts. FEM calculations were made for

some critical components and were used as aid for evaluating the strength of these components.

The resulting product had unique and existing solutions in its composition. A physical drivetrain

was delivered and so the purpose of this bachelor thesis was met.

The drivetrain weighed 5.25 kg, had little over 20 components and could transfer more torque

than the target of 7 Nm.

Keywords: Construction, Drivetrain, Product Development, Shell Eco Marathon

5

FÖRORD

Detta avsnitt avser att tacka de som på ett betydande sätt bidragit till förverkligandet av detta

arbete, antingen genom bistånd eller hjälp.

Detta är ett kandidatexamensarbete skrivet inom Maskinkonstruktion vid skolan ITM på KTH.

Stort tack måste ges till Jan Stamer på institutionen för industriell produktion, utan vars hjälp och

ovärderliga rådgivning detta projekt aldrig skulle vara möjligt.

Vi vill rikta ett stort tack till vår handledare Mikael Hellgren som varit en stor inspiratör, en god

rådgivare och en ytterst konstruktiv kritiker.

Vi vill även tacka vår examinator Ulf Sellgren och delansvarige Kjell Andersson för allehanda

återkoppling, engagemang och vägledning under genomförandet av arbetet.

Vi vill också tacka SKF:s representanter Daniel Werme och Jenny Roos för det inledda

sponsorskapssamarbetet och de möjligheter detta gav oss i vårt konstruerande och våra tester.

Stockholm, den 15 maj 2015

Daniel Roshanghias Filip Kaiserfeld Fonser

………………………… …………………………

Ramtin Massoumzadeh Rhythm Sheikh Kabir

………………………… …………………………

7

NOMENKLATUR

Detta kapitel avser att först lista de beteckningar och sedan de förkortningar som används i

detta examensarbete, i alfabetisk ordning.

Beteckningar

Symbol Beskrivning

E Elasticitetsmodul (Pa)

r Radie (m)

t Tjocklek (m)

𝑃𝐷 Diagrameffekt (W)

k Belastningsfaktorn

fy Stötkoefficientsparameter

fz Tandantalsparameter

fi Utväxlingsparameter

fa Axelavståndsparameter

p Kedjans delning

Dd Delningsdiameter (större kedjehjulet) (m)

dd Delningsdiameter (mindre kedjehjulet) (m)

A Centrumavstånd (m)

X Antalet kedjelänkar

L Kedjelängd (m)

Mv Vridmoment (Nm)

P Nominell effekt

n Varvtal

Fmax Maximal dragkraft på kedja

PLmax Maximal lagertryck mellan bult och hylsa

f Lageryta (cm2)

v Periferihastighet för kedja

i Utväxling

𝑧1 Antal tänder (på det stora/större kedjehjulet) ingående axel

𝑧2 Antal tänder (på det lilla/mindre kedjehjulet) utgående axel

𝑧𝑖𝑛 Antal tänder (på det stora/större kedjehjulet) ingående axel

𝑧𝑢𝑡 Antal tänder (på det lilla/mindre kedjehjulet) utgående axel

8

Förkortningar

CAD Computer Aided Design

Matlab Matrix Laboratory

ICE Internal Combustion Engine (Förbränningsmotor)

FEM Finita element metoden

Artikelnummer Under rapportens gång refereras olika komponenter till dess artikelnummer.

401 – Centrifugalkoppling

402 – Tryckanordning

403 – Konisk fläns

404 – Stort kugghjul

405 – Lättat drev/tryckyta

406 – Hylsa

407 – Fläns

408 – Hävarm

409 – Hävarmshållare

410 – Vinkelväxel

411 – koppling

412 – ICE

413 – Stor elmotor

414 – Liten elmotor

501 – Lagerhus och tryckanordning

502 – Hylsa

503 – Mässingsdistans

504 – Urfräst spår i axel

505 – Skruv M3

506 – Lager

507 – Hävarm

508 – Linjäraktuator

509 – Konisk fläns

510 – Konisk kopp

511 – Hävarmstryckanordning

512 – Axialstopp

513 – Hävarm

514 – Hylsa

515 – Remhjul

516 – Fläns

517 – Lagerhus

9

INNEHÅLLSFÖRTECKNING

1 INTRODUKTION ....................................................................................................................... 11

1.1 BAKGRUND ............................................................................................................................... 11 1.2 SYFTE ....................................................................................................................................... 11 1.3 AVGRÄNSNING OCH KRAV ......................................................................................................... 11 1.4 INFORMATIONS- OCH KUNSKAPSSÖKNING ................................................................................. 12 1.5 PROBLEMBESKRIVNING ............................................................................................................. 12

2 METODIK .................................................................................................................................. 15

2.1 PROCESS .................................................................................................................................. 15 2.1.1 MODELLAVGRÄNSNINGAR ............................................................................................................... 17 2.2 PLANERING ............................................................................................................................... 18 2.2.1 RISKANALYS ..................................................................................................................................... 18 2.2.2 GANTT-SCHEMA ............................................................................................................................... 18 2.3 VERKTYG .................................................................................................................................. 18 2.3.1 PUGH-MATRIS................................................................................................................................... 18 2.3.2 MATLAB ............................................................................................................................................ 18 2.3.3 SOLID EDGE ..................................................................................................................................... 19

3 REFERENSRAM........................................................................................................................ 20

3.1 EN DRIVLINAS SYFTE ................................................................................................................. 20 3.2 HYBRIDBIL ................................................................................................................................ 20 3.3 ÅR 2014:S LÖSNING (ELBA) .................................................................................................... 21 3.4 KOPPLINGSMETODER ................................................................................................................ 21 3.4.1 ELEKTROMAGNETISK KOPPLING ...................................................................................................... 21 3.4.2 LAMELLKOPPLING .................................................................................................................. 21 3.4.3 CENTRIFUGALKOPPLING ........................................................................................................ 22 3.5 KRAFTAPPLICERING .................................................................................................................. 23 3.5.1 LINJÄRA AKTUATORER ..................................................................................................................... 23 3.6 TRANSMISSIONER ..................................................................................................................... 23 3.6.1 KEDJEHJULSDRIFT/-TRANSMISSION ....................................................................................... 23 3.6.2 KUGGREMSDRIFT/-TRANSMISSION .................................................................................................. 23 3.6.3 KUGGHJULSDRIFT/-TRANSMISSION ................................................................................................. 24

4 VAL AV HELHETSKONCEPT .................................................................................................. 25

4.1 INTRODUKTION AV KONCEPTEN ................................................................................................. 25 4.1.1 KONCEPT 1 ....................................................................................................................................... 25 4.1.2 KONCEPT 2 ....................................................................................................................................... 27 4.1.3 KONCEPT 3 ....................................................................................................................................... 28 4.2 MOTIVERING AV VALT KONCEPT ................................................................................................ 30

5 UTVECKLING AV VALT KONCEPT ........................................................................................ 31

5.1 UTVECKLAD KRAVSPECIFIKATION ............................................................................................. 32 5.1.1 MOTORER ......................................................................................................................................... 34 5.2 TESTRIGG ................................................................................................................................. 34 5.3 KORRIGERING AV DESIGN .......................................................................................................... 37 5.4 MONTERING .............................................................................................................................. 43 5.5 DIMENSIONERING AV DREV OCH KEDJOR ................................................................................... 45 5.5.1 DIMENSIONERING AV DREV.............................................................................................................. 45

10

5.5.2 DIMENSIONERING AV KEDJA ............................................................................................................ 45 5.5 LAGERDIMENSIONERING............................................................................................................ 47 5.6 FEM ......................................................................................................................................... 48

6 PRODUKTFRAMTAGNING ...................................................................................................... 53

7 RESULTAT ................................................................................................................................ 55

8 DISKUSSION OCH REFLEKTION ........................................................................................... 57

8.1 PRODUKTUTVECKLINGSPROCESSEN ......................................................................................... 57 8.2 MATEMATISK MODELL ............................................................................................................... 57 8.3 SLUTGILTIG PRODUKT ............................................................................................................... 57 8.3.1 LINJÄRA AKTUATORER ..................................................................................................................... 58 8.3.2 JÄMFÖRELSE AV TIDIGARE ÅR ......................................................................................................... 58

9 REKOMMENDATIONER OCH FRAMTIDA ARBETE ............................................................. 59

10 REFERENSER ......................................................................................................................... 61

BILAGA A: EXTRA INFORMATION ............................................................................................ 63

BILAGA 1 – MATLABKOD FÖR KEDJEDIMENSIONERING .................................................................... 63 BILAGA 2 – TABELL ÖVER KEDJETRANSMISSIONEN ......................................................................... 64 BILAGA 3 – RITNINGAR TILL DRIVLINAN ........................................................................................... 68 BILAGA 4 – DATABLAD FÖR ELMOTORER ........................................................................................ 79

11

1 INTRODUKTION

Detta kapitel avser att ge en bakgrund till ämnesområdet, etablera kontexten och påvisa det

aktuella problemet. Därtill konstateras syftet med det utförda

examensarbetet, dess avgränsningar och målsättningar.

1.1 Bakgrund

Bilen ELBA utgör KTH:s bidrag till en betydande tävling känd som Shell Eco Marathon. Här

utmanas studentteam, som representerar sina skolor världen över, till att själva designa,

konstruera, bygga och testa ultraenergieffektiva fordon. Årliga evenemang hålls i Amerika,

Europa och Asien och det vinnande laget är det som lyckas få sitt bidrag att färdas en given

sträcka med minst förbrukad energi. Evenemanget är tänkt att fungera som en gnista för debatten

om framtiden hos fordon, såväl som en inspiration för unga ingenjörer att tänja på gränserna vad

gäller bränsleeffektivitet.

1.2 Syfte

Syftet med detta kandidatexamensarbete är att främja användandet av de kunskaper författarna

inhämtat under sina hittills genomförda studier på KTH och tillämpa de teorier som anförts

under kandidatexamensarbetets kursgång. Vidare ska dessa användas till att utveckla en

komplexhybriddrivlina till ELBA, där störst fokus ligger på att denna lösning ska ha en så låg

bränsleförbrukning som möjligt. Kandidatexamensarbetet ska ge en inblick i hur det är att arbeta

i projekt och hur produktframtagningsprocessen går till, det vill säga hur en produkt går från ”ax

till limpa”. Utöver de förslag som lyfts upp som en lösning till komplexhybriddrivlinan kommer

deltagarna sättas på prov vad gäller kreativitet och problemlösning. Denna drivlina ska

möjliggöra framdrivning av ELBA med olika konfigurationer, vilka är tydligare beskrivna i

avsnitt 1.5. Förutom krav på funktion ska drivlinan uppfylla givna kriterier vad gäller vikt och

momentöverföring listat i kravspecifikationen i kapitel 5.1.

1.3 Avgränsning och krav

Vad gäller avgränsningar i projektet håller sig arbetet inom ramarna för det uppsatta målet, att

leverera en fungerande komplexhybriddrivlina som uppfyller den erhållna utvecklade

kravspecifikationen (se kap 5.1). Initialt momentöverförings krav var 3,5 Nm.Vidare tas varken

någon större hänsyn till ekonomiska aspekter eller livslängd hos de ingående komponenterna då

bilen varken ska massproduceras eller drivas under en längre period. Potentiella problem som

kan uppstå till följd av dynamiska egenskaper hos systemet som exempelvis rör egenfrekvenser

beaktas inte på grund av tidsskäl. Tillverkning av komplexa komponenter undveks och lämnades

på beställning. Vad gäller valet av motorer, vinkelväxel och de delar som följer planetväxeln

ligger dessa utanför ramarna för arbetsbelastningen som involverar detta kandidatexamensarbete.

Likaså ligger inget ansvar i att bestämma den mest optimala utväxlingen ur en

bränsleförbrukningsaspekt, ändock föreligger ansvaret att utväxlingen uppfylls. Drivlinan har

testats och visat sig fungera både i praktiken och teorin. Ansvaret för valet och reglering av

linjäraktuatorerna, valet av motorerna samt fastställningen av den optimala utväxlingen

tilldelades mekatronikstaben.

12

1.4 Informations- och kunskapssökning

I dagsläget har ett större antal produktutvecklingsmetoder klargjorts och introducerats. Bland de

allra senaste konceptgenereringsmetoder återfinns den internationellt välrenommerade Ulrich &

Eppinger-modellen som granskats enligt rekommenderade principer i informationssökning innan

beslut togs att denna bör följas för en strukturerad framtagning av drivlinan. Information och

underlag för vilka för- och nackdelar som erhålls av att nyttja modellen har förvärvats genom ett

iterativt sökande i ämnesspecifika- och multidisciplinära databaser. Utifrån en välarbetad,

syntaktiskt korrekt sökfråga valdes relevanta tidskrifter och artiklar ut som underlag för att

undersöka vilka fördelar som fås vid användning av Ulrich & Eppinger-modellen. De valda

referenserna finnes i litteraturförteckningen nedan. Den källkritiska utvärderingen grundar sig i

ålder, oberoende, äkthet och vinkling. Publikationerna har noggrant undersökts utifrån

ovanstående punkter innan dessa har lagts till i litteraturförteckningen. Trots de 19 valda källorna

([1], [2], [3], [5], [7], [8], [9], [10], [11], [13], [14], [15], [16], [18], [19], [21], [22], [23], [24])

anses inte området vara uttömt, men av tillräckligt stort omfång för att kunna ge svar på vilka

kvaliteter Ulrich & Eppinger-modellen genererar på ett nyanserat sätt.

Kunskap om tillverkningsprocessen för framtagning av prototypdetaljer har legat till grund för

och varit en förutsättning för att detta projekt ska kunna genomföras då en fysisk produkt ska

levereras. För att få rätt kunskap och information togs en kurs i grundläggande verkstadsteknik

under projektets gång.

1.5 Problembeskrivning För 2015 var motorkonfigurationen annorlunda från föregående års uppsättning som enbart

innefattade en elmotor. Målet för 2015 var ursprungligen att driva bilen framåt med hjälp av två

motorer, en elmotor som drivs från en superkondensator och en förbränningsmotor. Elmotorns

primära uppgift var att driva fordonet till dess att superkondensatorn börjat bli uttömd för att

sedan låta förbrännningsmotorn driva ELBA och samtidigt ladda upp superkondensatorn. Därvid

fungerar elmotorn istället som generator. Elmotorns sekundära uppgift var att tillåta omvandling

av bilens rörelseenergi till elektrisk energi vid inbromsning. För att kunna regenerera den effekt

som förbränningsmotorn levererar krävdes en elmotor på ungefär 1,5kW. Det visade sig att

motorer av denna storlek hade en otillräcklig verkningsgrad vid den effekt som krävdes för att

hålla bilen i konstant hastighet. Därför introducerades senare i projektet ytterligare en mindre

elmotor som hade i uppgift att ta över drivningen av fordonet i konstant optimal hastighet. Den

slutgiltiga motorkonfigurationen bestod alltså av tre motorer; en förbränningsmotor, en större

elmotor och en mindre sådan enligt Figur 1.

13

Figur 1. Drivlinekonfigurationen

Denna problembeskrivning var dynamisk och ändrandes i förhållandevis stor omfattning under

projektets första halva och detta innebar att koncepten som genererades också behövde vara

dynamiska och öppna för modifieringar.

Problembeskrivningen var således att konstruera en koppling och drivlina som tillät drivning och

regenerering sinsemellan motorerna.

Den slutgiltiga produkten skulle kunna:

● Driva fordonet enbart med stora elmotorn.

● Driva fordonet med hjälp av enbart lilla elmotorn.

● Driva fordonet med hjälp av enbart förbränningsmotorn.

● Regenerera ström till superkondensatorn med hjälp av förbränningsmotorn via stora

elmotorn.

● Ta vara på rörelseenergi vid inbromsning.

Figur 2. Drivning med enbart lilla elmotorn.

14

Figur 3. Regenerering till superkondensatorn med hjälp av förbränningsmotorn via stora elmotorn.

Figur 4. Drivning med stora elmotorn.

Figur 5. Drivning med förbränningsmotorn.

15

2 METODIK Detta kapitel avser att introducera de huvudsakliga metoder med relaterade verktyg som använts

för att på ett strukturerat sätt planera och angripa den dessförinnan definierade uppgiften.

2.1 Process

Som tidigare nämnts grundades detta arbete i modellen för produktutveckling som illustreras i

Figur 6. Processen grundas i en sekvens av steg eller aktiviteter för att realisera, designa och

marknadsföra en produkt. En väldefinierad produktutvecklingsmodell främjar kvalitetsgaranti,

god koordination, planering och underlättar ledning samt förbättringar av produkten. Denna

produktutvecklingsprocess innefattar sex faser enligt Figur 7 nedan. Hela processen inleds med

planeringsfasen vilken innefattar informationssökning om funktion och syfte med produkten.

Syftet med denna fas är att erhålla en övergripande helhetsbild av konceptet vilket är en

förutsättning inför nästkommande fas. Under planeringsfasen upprättas en målbild samt en

kravspecifikation som utgör grundstenar i hur projektet bör fortskrida. För detta projekt ämnades

denna fas till att identifiera vilken funktion och vilka krav som ställdes på 2015 års upplaga av

tävlingen Shell Eco Marathon. Generellt är det eftersträvansvärt att en fullständig

kravspecifikation upprättas, ty denna spelar en viktig roll vid konceptgenereringen.

Under konceptutvecklingsfasen ska kraven vara tydligt identifierade och alternativa koncept

genererade och utvärderade. Utifrån den upprättade kravspecifikationen vidareutvecklades

drivlinan på konceptuell nivå i form av CAD-modeller för att tydligare klargöra hur konceptet

uppfyllde de uppsatta kraven och för att enklare få en överblick över förbättringsområdena. Detta

gjordes i ett tidigt skede för att möjliggöra identifiering av potentiella problem hos det

framställda konceptet. Allteftersom konceptutvecklingsfasen fortskred uppdaterades

kravspecifikationen när nya behov och begränsningar uppkom (Ulrich och Eppinger 2012).

Den nästkommande fasen, utveckling på systemnivå, ämnar till att definiera hur produkten rent

designmässigt är tänkt att se ut, uppdelning av produkten i delsystem och komponenter, samt en

preliminär design av nyckelkomponenter. Inledningsvis ska planen för produkten och den

slutgiltiga assembleringen vara mer eller mindre klarlagd. I slutet av denna fas ska en tänkt

lösning, genererad i form av preliminära ritningar, en beskrivning av delsystemens syfte samt en

plan om hur produkten bör fungera, ha färdigställts (Ulrich och Eppinger 2012).

Den fjärde fasen för detaljkonstruktionen innefattar en komplett beskrivning och specifikation

för alla ingående komponenter vad beträffar dess geometrier, material och toleranser. Även

identifiering av de komponenter som ska införskaffas från leverantörer, samt operationslistor för

de komponenter som ska tillverkas fastställs här. Vad beträffade detta projekt skapades en

fullständig CAD-modell med alla ingående komponenter med angivelser om mått och hur olika

delar ska vara monterade för att erhålla en önskad och effektiv interaktion mellan dem (Ulrich

och Eppinger 2012).

Nästa fas bygger på en iterativ process där den färdiga produkten tillverkas och testas. Baserat på

tidigare modeller vidareutvecklades konceptet på ett iterativt sätt, enligt Figur 6, för att uppnå det

mest tillfredsställande konceptet. Vid utvecklingen är det essentiellt att konceptet verkligen

fungerar i praktiken och uppfyller de krav som ställts varför bland annat en testrigg upprättades.

Vidare importerades CAD-modeller till FEM-programmet ANSYS där de mest kritiska

komponenterna analyserades. När konceptet var framtaget gjordes en utvärdering baserad på

kravspecifikationen för att se om den färdiga prototypen uppfyllde de uppsatta kraven. Utifrån

utvärderingen avgjordes sedan vilken eller vilka förbättringar som kunde göras (Ulrich och

Eppinger 2012).

16

Den sista fasen i processen ämnar till att ha en första grundform av produkten. Produkten ska

vara ordentligt utvärderad för att kunna identifiera eventuella kvarstående brister i

konstruktionen. Vid denna punkt är produkten redo att lanseras och tillgänglig för utspridd

distribution. Efter lansering utförs en granskning av produkten där en bedömning genomförs

utifrån dels ett kommersiellt och dels ett tekniskt perspektiv som har för avsikt att identifiera

framtida förbättringsområden (Ulrich och Eppinger 2012). Denna fas utelämnades helt för detta

projekts ändamål.

Figur 6. Ulrich & Eppinger. Ovan illustreras de olika faserna enligt produktutvecklingsprocessen (Ulrich och

Eppinger 2012).

Figur 7. De sex faserna enligt Ulrich & Eppingers modell (Ulrich och Eppinger 2012).

17

2.1.1 Modellavgränsningar Vad beträffar faserna inkluderas olika delmoment som bör beaktas. Dessa avser marknadsföring,

design, tillverkning och övriga funktioner för produkten. Då fokus låg på att producera en

fullständig prototyp med de förutsättningar som gavs togs ingen hänsyn till finansiella aspekter i

den mening att varken identifiering av kundbehov eller ekonomiska aspekter betraktades.

Aspekter som tillverkningskostnader uppmärksammades till viss del då mer komplicerade

komponenter beställdes istället för att tillverkas, men ignorerades delvis då drivlinan ej

massproducerades.

Figur 8. De sex faserna där modellavgränsningar är markerade (Ulrich och Eppinger 2012).

18

2.2 Planering

Planering är en viktig del av produktutvecklingsprocessen. Till förfogandet nyttjades följande

hjälpmedel.

2.2.1 Riskanalys

För att effektivt kunna allokera de mänskliga resurserna, fastställa en tillfredsställande planering

och på förhand reducera potentiella risker bör en utförlig analys av dessa göras. Den onekligen

största begränsningen i detta kandidatexamensarbete var de uppsatta tidsramarna. I och med

tiden som begränsad resurs så riskerades delmoment att ej bli genomförda. Utöver detta bör

risken för oväntade händelser beaktas och räknas med och det lämpligaste sättet att gardera

arbetet mot risker är att inkludera en tidsbuffert i planeringen, vilken tillåter vidtagande av åtgärd

i syfte att ställa situationen till rätta. De risker som bedömdes följer enligt punktform:

● Tidsbegränsningen

● Haveri vid test

● Konstruktionsfel

● Leveransfel

● Leveransfördröjning

● Konflikt mellan lagkamrater

Med insikt om vilka potentiella problem som kunde uppkomma till följd av oväntade händelser

kunde nödvändiga åtgärder förberedas.

2.2.2 Gantt-schema

Som ett hjälpmedel under projektplaneringsfasen upprättades ett Gantt-schema vars syfte var att

illustrera hur olika faser fortlöper under arbetets gång och hur olika moment överlappar

varandra. Detta gav en god översikt över vad som skulle göras, hur diverse arbetsuppgifter kunde

tilldelas gruppmedlemmarna samt när momenten bör vara avslutade. Det underlättade även att

överskåda hur projektet fortskred. Det finns ett flertal fördelar med detta sorts schema,

exempelvis underlättar det förmågan att göra riskanalyser baserat på vad som händer om moment

ej fortskrider som planerat inom uppsatta tidsramar. Schemat anses vara okomplicerat och

överskådligt på grund av dess grafiska illustration. Det bör påpekas att Gantt-schemat som

upprättades var generellt för hela Shell Eco Marathon-projektet, då alla subgrupper var beroende

av varandras insatser. Schemat var även indelat på en mer specifik nivå där subgruppernas

enskilda leverabler presenterades.

2.3 Verktyg

2.3.1 Pugh-matris

För att bedöma hur väl koncepten för drivlinan korresponderade mot den uppsatta

kravspecifikationen upprättades en Pugh-matris vilken visade sig vara ett kraftfullt verktyg.

Varje koncept tilldelades poäng baserat på hur väl varje uppsatt krav uppfyllts. Tilldelningen av

poäng grundades i om konceptet uppfyllde kraven sämre, likvärdigt eller bättre och motsvarades

av siffrorna -1, 0 eller +1.

2.3.2 Matlab

För diverse beräkningar nyttjades beräkningsprogrammet MATLAB. Numeriska

interpolationsberäkningar användes vid dimensioneringen av kedjetransmissionen.

19

2.3.3 Solid Edge

För att konkretisera och visualisera de tänkta prototyperna för drivlinan användes CAD-

programmet Solid Edge. Programmet möjliggjorde en tydligare överblick och tillät upptäckandet

av eventuella brister. Det är även ett väldigt kraftfullt verktyg för att åskådliggöra

konstruktionsprocesser och tillåter 3D-visualisering vilken underlättar förståelse för

konstruktionen.

20

3 REFERENSRAM

Detta kapitel är en sammanfattning av rådande kunskap inom arbetets område. Det är utifrån

denna sammanfattning som omfattande hypoteser och utgångspunkten formulerats. Kapitlets

inledning utgörs av drivlinans generella syfte och de ingående komponenterna, samt en ytlig

förklaring av de mest grundläggande termerna.

3.1 En drivlinas syfte

En drivlina är ett system vars uppgift är att tillåta kraftöverföring mellan motorer och däck.

Systemet består av ett antal tekniska komponenter som transmission, koppling och drivaxel,

vilka tillsammans samverkar med motor eller motorer för att driva en bil.

3.2 Hybridbil

En bil som är utrustad med minst en elmotor och generellt sett endast en förbränningsmotor, som

tillsammans driver fordonet refereras till som en hybridbil. Denna kombination medför en fördel

jämfört med bilar som enbart är utrustade med elmotorer då dessa begränsas av prestandan hos

tillhörande batteri och möjligheten att ladda dessa.

Förbränningsmotorer drivs oftast på bränslefluider så som bensin, diesel, etanol eller någon sorts

fordonsgas där förbränning av denna bränslefluid omvandlar värmeenergi genom olika processer

till ett mekaniskt arbete. Tyvärr lider förbränningsmotorer av relativt låg verkningsgrad som i

dagsläget ligger mellan 20-50 % beroende på motortyp och val av bränsle (Eddie Pröckl 2010).

Elmotorer används för att omvandla elektrisk energi som finns lagrad i batterier eller

kondensatorer till mekanisk energi eller vice versa. Denna sorts motorer har ofta mindre förluster

och därmed en högre verkningsgrad som kan komma upp till 85-95 %, se Bilaga 4.

En seriehybrid är försedd med en förbränningsmotor som endast laddar upp ett batteri via en

generator, där själva bilen drivs fram med en elmotor. Eftersom förbränningsmotorer har ett

väldigt litet optimalt operationsområde tillåts förbränningsmotorer i dessa bilar att arbeta i detta

operationsområde och därmed optimera verkningsgraden. Då förbränningmotorn inte driver

bilen finns ingen anledning för fordonet att vara utrustat med komplexa, dyra och tunga

växellådor med tillhörande kopplingar och övriga komponenter, vilka i vanliga bilar även drar

effekt. Förbränningsmotorn arbetar endast då batteriet behöver laddas och är i övrigt avstängd.

En parallellhybrid är på samma sätt som seriehybriden utrustad med både minst en

förbränningsmotor och minst en elmotor. Dessa är dock integrerade i drivsystemet så att båda

kan användas vid framdrivningen, enskilt eller tillsammans, ofta med möjligheten att ladda upp

batteriet samtidigt som förbränningsmotorn är igång. Elmotorn kan kopplas in vid högre

påfrestningar som till exempel vid start, acceleration eller uppförsbackar.

21

3.3 År 2014:s lösning (ELBA)

Lösningen år 2014 var en så kallad elektromagnetisk koppling och är redovisad mer ingående

nedan, se avsnitt kopplingsmetoder, kapitel 3.4.1. Denna visade sig vara onödigt

energikonsumerande, med en effektkonsumption på cirka 15W vilken motsvarade cirka 10 % av

hela fordonets dåvarande framdrivningseffekt. Kopplingen var inte heller självhämmande, vilket

innebar att en konstant och mycket oönskad energiförbrukning krävdes för att hålla kopplingen i

ingrepp.

3.4 Kopplingsmetoder

Nedan beskrivs några få kopplingsmetoder som är relevanta.

3.4.1 Elektromagnetisk koppling

När elektromagnetiska kopplingar manövreras flyter ström genom solinoiden som ger upphov till

ett magnetiskt fält som magnetiserar rotorn som i sin tur attraherar armaturen. En friktionskraft

uppstår mellan rotorn och kopplingsskivan (armature i Figur 9) och vridmoment kan överföras.

Kopplingsskivan kan röra sig axiellt relativt navet (hub i Figur 9) på splines (Ogura Industrial

Corporation 2015) (Equinotec u.d.).

Figur 9. Elektromagnetisk koppling (Ogura Industrial Corporation 2015).

3.4.2 Lamellkoppling

Denna kopplar ihop och isär axlar med hjälp av ett godtyckligt antal lameller med

friktionsmaterial och som trycks mot en skiva av stål med hjälp av fjädrar vilka alltid trycker vid

körning och förenar in- och utgående axel. När denna kopplas ur, ofta genom att trycka in en

”Diaphragm Spring” (se Figur 10) så minskas stålskivans tryck mot lamellen på grund av

konstruktionens geometri och lamellen och stålskivan börjar glida mot varandra för att sedan helt

frikopplas (HowStuffWorks u.d.). Principen beskrivs med Figur 10.

22

Figur 10. Lamellkoppling (HowStuffWorks u.d.).

3.4.3 Centrifugalkoppling Denna koppling baseras i sin grund på tröghets-, friktions- och fjäderkrafter. Den är vanligt

förekommande hos bland annat motorsågar. Den ingående axeln roterar med viss vinkelhastighet

i en trumma, med viktblock och förspända fjädrar runt denna axel som håller ihop dem och

förhindrar att de stöter i trumman vid lägre vinkelhastigheter. Ju snabbare denna ingående axel

roterar, desto större kommer centrifugalkraften att bli, som egentligen orsakas av massornas

tröghet när dessa viktblocks banor kontinuerligt ändras. I radiell riktning beräknas storleken av

denna centrifugalkraft enligt definitionen: Fc = mω2 . Ju högre vinkelhastigheten ω är, desto

högre Fc erhålls och med tillräckligt högt ω kommer fjädrarna som håller tillbaka massorna

oundvikligen förlängas och viktblocken då slå i innerväggen av trumman och koppla in denna

med den utgående axeln till följd av friktion.

Figur 11. Centrifugalkoppling.

23

3.5 Kraftapplicering

För att på ett så effektivt sätt som möjligt växla mellan olika motorer krävs en genererad kraft för

ingrepp och de alternativ som finns för att generera denna listas nedan.

3.5.1 Linjära aktuatorer

Hydrauliska aktuatorer består oftast av en reservoar, en pump/kompressor, ett antal ventiler, samt

en stång i ett tätat utrymme. Pumpen används för att skapa ett tryck bakom stången för att driva

denna ut ur det tätade utrymmet och eventuellt förflytta något som denna stång är förenad med.

Ett hål i samma utrymme tillåter den inkompressibla fluiden att ledas tillbaka till reservoaren.

Pumpen kan drivas åt motsatt håll för att erhålla drag istället för tryck.

Pneumatiska aktuatorer utnyttjar komprimerad luft som används i syfte att driva en linjär eller en

roterande rörelse. Denna sorts aktuatorer fungerar på samma sätt som de hydrauliska, dock är

fluiden luft och reservoaren är öppen mot atmosfären.

Mekaniska aktuatorer omvandlar roterande rörelser till linjära och utför på så sätt en förflyttning.

Principen baserar sig på ett roterande kugghjul och en kuggstång där rotationen hos kugghjulet

som är i ingrepp med stången således ger upphov till en linjär rörelse.

Skruvaktuatorer har en ofta elektriskt driven motor som roterar en skruvstång som i sin tur är

förenad med en gängad tryckplatta som är hindrad att rotera med skruvstången vilken då forcerar

den gängade tryckplattan upp eller ned beroende på vilket håll motorn roterar.

3.6 Transmissioner

3.6.1 Kedjehjulsdrift/-transmission

Kedjehjulsdrift fungerar genom att två eller fler kedjehjul samverkar med en kedja för att

överföra effekt. Kedjan tillåter flexibelt axelavstånd och en jämn kraftöverföring. Genom att

ändra antalet tänder på kedjehjulen kan utväxlingen modifieras. Tänderna förhindrar kedjan att

slira och ett högt moment kan överföras. Ingen inre friktion bidrar till effektförluster med

undantaget för länkarnas glidlagring. Givet att kedjorna drivs enligt rekommenderade

förhållanden kan effektförlusterna hållas låga. Då både kedja och kedjehjul uteslutande är

tillverkade i metall kan vikten hos dessa överstiga andra transmissionslösningar.

3.6.2 Kuggremsdrift/-transmission

Kuggremsdrift fungerar på samma sätt som kedjedrift och är väldigt lika. Istället för kedja

används en rem med tänder. Remmen har ingen inre lagring som kedjan har utan böjningen beror

istället på remmens materialegenskaper. Då remmen nästan uteslutande är gjord av gummi har

denna, relativt kedjan, höga inre viskösa förluster. Detta leder till att kuggremstransmissionen

har lägre verkningsgrad än kedjedriften. Likt kedjedriften tillåter kuggremsdriften ett flexibelt

axelavstånd.

24

3.6.3 Kugghjulsdrift/-transmission

Kugghjulsdrift verkar genom att två kugghjul verkar i ingrepp med varandra. Utväxlingen

bestäms genom att variera antalet tänder hos dessa. Kugghjulstransmissionen kräver noggranna

avstånd mellan axlarna och dessutom är det av hög prioritet att se till att dessa är parallella.

Verkningsgraden hos en väl inställd och noggrant tillverkad kuggväxel är den högsta av de här

listade transmissionslösningarna.

25

4 VAL AV HELHETSKONCEPT

Detta kapitel avser att beskriva de koncept som genererats genom att förklara tankegången

bakom de resulterande koncepten. Konceptens kravspecifikation kommer att redovisas,

visualisering av koncepten följer och för- och nackdelar med de olika koncepten framförs.

Koncepten var iterativt genererade och framställdes genom idékläckning, med frekvent feedback

från handläggare och övriga ELBA-medlemmar.

För att underlätta förståelse av de konceptuella premisserna hänvisas läsaren till att före detta

kapitel läsa kapitel 1.5 Problembeskrivning, som övergripande illustrerar de önskade

funktionerna som drivlinan hade samt dess geometriska upplägg, se Figur 1.

4.1 Introduktion av koncepten

Drivlinekonceptet för ELBA 2014 innefattade en elektromagnetisk koppling som förbrukade

15 W, vilket motsvarar cirka 10 % av framdrivningseffekten, vid ingrepp. Detta faktum gav

upphov till en idé om en självlåsande lösning; en som endast behöver energi vid in- och

urkopplingsfasen och som är självhämmande när önskad position har nåtts. Vid konstruktionen

av drivlinan för ELBA år 2015 var målet att så långt som möjligt eliminera den

effektförbrukande kopplingen och konceptet som valdes i tidigt stadium var en

friktionskoppling.

4.1.1 Koncept 1

Då koncept 1 utvecklades hade den lilla elmotorn ej introducerats och därför såg

kravspecifikationen något annorlunda ut för efterföljande koncept, men principiellt följde samma

idé.

Kravspecifikationen på drivlinan:

1) Kunna driva bilen framåt med förbränningsmotor utan interferens från elmotorn.

2) Kunna driva bilen framåt med elmotorn utan interferens från förbränningsmotorn.

3) Ladda superkondensatorn med hjälp av inbromsning med elmotor utan interferens från

förbränningsmotorn.

4) Ladda superkondensatorn med hjälp av förbränningsmotorn medan bilen körs.

5) Hävarmarna ska styras av linjäraktuatorer.

Figur 12. Prototyp 1.

26

Figur 13. Prototyp 1 ovanifrån med artikelnummer.

Konstruktionen var tänkt att fungera genom att förbränningsmotorn är kopplad till drivaxeln

genom en centrifugalkoppling. Detta gör att denna kan kopplas in genom en ökning av motorns

varvtal och kopplas ut genom att släppa på gasen.

Det stora kugghjulet (art.nr 404) i Figur 13 är lagrat mot drivaxeln med kullager och kan

förskjutas axiellt. Genom att förflytta kugghjulet med hjälp av hävstängerna pressas detta mot

flänsen och elmotorn kopplas in med hjälp av friktion. Beroende på önskad funktion tillåter

detta koncept elmotorn att användas både för framdrivning och regenerering av bromsenergi. Det

senare genom att driva med förbränningsmotorn och bromsa med elmotorn.

Utvärdering av koncept Den största nackdelen med denna design är att förbränningsmotorn måste gå på tomgång då den

inte driver, eftersom motorn saknar en startmotor och centrifugalkopplingen enbart kan överföra

moment från motor till axel och inte från axel till motor (se kapitel 3.4.3 Centrifugalkoppling).

Det innebär att motorn inte går att starta med hjälp av rörelseenergin i bilen. Detta visade sig

vara en stor nackdel då mektronikstaben ställde krav på att driva ELBA med ICE under 10 % av

driftstiden och detta koncept skulle innebära en oacceptabel bränsleförbrukning under tomgång.

Dessutom kräver en kuggväxel väldigt hög noggrannhet för att kugghjulen ska gå med låga

förluster. Eftersom drivlinan byggs för hand riskerade denna lösning leda till komplikationer

med uppriktningen av kugghjulens rotationsaxlar då dessa måste vara parallella. Eftersom

kugghjulen förflyttas axiellt ansågs en optimal gång vara jämförelsevis svåruppnådd. En mer

förlåtande lösning kunde vara tillämpningen av kedjedrift, vilken dessutom skulle tillåta en friare

positionering av motorer. För övrigt är den koniska delen (artn.nr 403) tung och kan integreras i

kugghjulet med art.nr 404.

Ett nytt koncept utvecklades, som illustreras i Figur 14.

27

4.1.2 Koncept 2

Vid detta stadium hade en tredje, mindre elektrisk motor introducerats till drivlinan. På grund av

dess förhållandevis ringa effekt fanns det möjlighet att montera den stumt på axeln utan att

kunna koppla ifrån. Det spelade med andra ord ingen roll att den skulle bromsa då den inte drev

fordonet eftersom denna inbromsning skulle leda till en uppladdning av superkondensatorn. Den

lilla elmotorn skulle även hjälpa den stora vid acceleration.

Förutom föregående krav introducerades kravet att kunna starta förbränningsmotorn antingen

med hjälp av elmotorn eller bilens rörelseenergi för att kunna undvika tomgångskörning av

förbränningsmotorn.

Figur 14. Prototyp 2.

Figur 15. Prototyp 2 med artikelnummer.

28

För att det nya kravet skulle uppfyllas avlägsnades centrifugalkopplingen. Dessutom byttes

kuggväxeln ut mot kedjehjul och kedjor med något lägre verkningsgrad, jämfört med en optimal

kuggväxel, men med färre inställningar som riskerar att gå fel samt en förenklad placering av

motorer. Konceptet fungerar genom att två glidlagrade hylsor tillåts löpa längs med axeln. På

dessa hylsor (art.nr 406) är kedjehjulen lagrade med kullager men fixerade i axialled. Detta

medför att när hylsorna förflyttas axiellt med hävarmarna så flyttas även kedjehjulen. Lagringen

rotationellt är nödvändig eftersom hylsan inte får rotera för att möjliggöra infästning i

hävarmarna (art.nr 408) medan dreven roterar. Hävarmar flyttar hylsorna längs axeln och pressar

således kedjehjulen mot flänsen (art.nr 407), som med klämförband är fäst på axeln. Friktionen

som uppstår gör att kedjehjulet kopplas ihop med axeln och vridmoment kan därmed överföras.

För att maximera momentöverföringen, samt minimera slitage, sitter bromsklossar monterade på

flänsen (art.nr 407) så långt ut radiellt som möjligt och på detta sätt ökar radien för

angreppskraften i kopplingen för att maximera det överförbara vridmomentet.

Utvärdering av koncept En nackdel med detta koncept är att eftersom ICE har en vertikal utgående axel måste en

vinkelväxel användas för att få kedjorna att gå i samma plan som kedjehjulen. Verkningsgraden

hos vinkelväxlar i den aktuella prisklassen är låg och till stor del okänd, detta på grund av

bristande utredning av tillverkaren, dock finns vinkelväxlar med generellt god verkningsgrad

mellan 93 % - 99 %. Dessa är dock ofta i storleksklassen större än vad som är nödvändigt här.

Denna konstruktion kräver att all effekt från ICE:s utgående axel går genom denna vinkelväxel

och fler förluster blir dessvärre introducerade till systemet. Trots förluster som uppkommer till

följd av användningen av en vinkelväxel garanterar de ansvariga för ICE att kombinationen av

motorn med vertikal axel och vinkelväxel är betydligt effektivare än motorn med horisontell

axel. Detta beror på att motorn med vertikal axel har högre verkningsgrad och levererar så pass

mycket högre effekt vid samma bränsleförbrukning som den med horisontell axel.

4.1.3 Koncept 3

Figur 16. Vy bakifrån med artikelnummer för koncept 3.

Ett försök att åtgärda nackdelen i koncept 2, att all effekt från ICE passerar genom vinkelväxeln

gjordes.

29

Genom att välja vilka kopplingar som ska vara i ingrepp och isärkopplade kan nu alla funktioner

åstadkommas:

● Ladda superkondensatorn från ICE utan att effekt förloras i vinkelväxeln

● Regenerativ inbromsning av bilen utan interferens av ICE

● Hålla bilen i konstant hastighet med den lilla elmotorn utan interferens av de andra

motorerna

● Starta ICE med bilens rörelseenergi

● Starta ICE med den stora elmotorn

● Accelerera bilen med stora elmotorn utan interferens av ICE

Detta koncept tillåter att ICE driver den stora elmotorn som en generator utan att effekt går

förlorad i vinkelväxeln. Däremot när elmotorn ska bromsa eller accelerera bilen måste denna

effekt passera genom vinkelväxeln och en fullständig eliminering av effektförlusterna i

vinkelväxeln var till synes ogenomförbar.

Utvärdering av koncept

Nackdelen med denna konstruktion är att den kräver väldigt mycket plats och även tre

individuella kopplingar. Den blir alltså stor, tung och besvärlig att tillverka.

Figur 17. Kopplingens (art nr. 411) högra friktionsyta är tänkt att löpa på en egenkonstruerad splinesaxel.

Denna konstruktion leder även till stora svårigheter gällande koncentritet mellan axelpartierna.

Till skillnad från föregående koncept är nu axeln delad, medan tidigare koncept har haft en

genomgående axel. Som lösning till detta problem utforskades möjligheten att konstruera ytor av

konisk natur. En konisk design skulle tillåta axlarna att rikta in sig mot varandra vid ingrepp, det

vill säga en tillräckligt god koncentritet mellan rotationsaxlarna skulle kunna uppnås. En sådan

design skulle även minska den nödvändiga kraften som behövs för att uppnå ingrepp.

Anledningen till detta är för att den koniska kopplingen kilar fast sig och därmed kan överföra ett

högre vridmoment vid samma axialkraft. Detta behandlas i närmare detalj i kapitel 5.

30

4.2 Motivering av valt koncept

För att bestämma vilket koncept som var bäst erhölls med hjälp av en Pugh-matris.

Tabell 1. Pugh-matris för de tre prototyperna.

Kriterium Prototyp 1 Prototyp 2 Prototyp 3 Referens

Vikt +1 0 -1 0

Geometri 0 +1 -1 0

Producerbarhet 0 0 0 0

Prestanda -1 +1 -1 0

Summa positiva 1 2 0 0

Summa negativa 1 0 3 0

Summa neutrala 2 2 1 0

Σ 0 2 -3

Ur matrisen erhölls en enfaldig vinnare; konceptet som skulle utvecklas var koncept 2.

31

5 UTVECKLING AV VALT KONCEPT

Detta kapitel avser att beskriva den strukturerade processen för produktens design. Enligt den

följda Ulrich & Eppingers-konceptgenereringsmodellen motsvarar detta kapitel det skede då det

valda konceptet detaljkonstrueras.

De olika linjäraktuatorerna, presenterade i kapitel 3.3.1, presenterades för mekatronikstaben och

efter konsultation om ELBA beslöts att hävarmarna skulle drivas av skruvaktuatorer för att

underlätta regleringen av tryckanordningen. Mekatronikgruppen tilldelades sedan uppgiften att

välja en aktuator. Linjäraktuatorerna som valdes var Transmotec DLA som kunde leverera en

maximal kraft på 500 N.

Axialkraften som behövde appliceras på dreven, för att flänsen skulle överföra 7 Nm, beräknades

till 519 N. För beräkningarna användes ett friktionstal på 0,3 mellan bromskloss och aluminium

och en kraftappliceringsradie 0,045 m (flänsdiameter 0,10 m), det vill säga det avstånd från

centrum av axel till centrum av bromskloss.

Figur 18. Illustration av kraftapplicering på drevet för att överföra ett vridmoment på drivaxeln.

Nedan presenteras kraftekvationen för att erhålla vilken nödvändig axialkraft som erfordras för

att överföra ett vridmoment på 7 Nm.

𝑀 = 𝑟 ∙ 𝐹𝑓

𝐹𝑓 = 𝜇 ∙ 𝑁 = {𝑁 ≡ 𝐹} ⟹

⟹ 𝑀 = 𝑟𝑎 ∙ 𝜇 ∙ 𝐹

Kedjehjulsdrift har en relativt hög verkningsgrad och denna fördel spelade stor roll vid valet av

transmissionslösning då en så hög verkningsgrad som möjligt är väsentlig vid framtagningen av

en, sett till energiförbrukningen, prestandainriktad drivlina. Hög hållfasthet låg också till grund

för valet.

32

5.1 Utvecklad kravspecifikation

Vid detta stadium i projektet hade den slutgiltiga arkitekturen av ELBA 2015 färdigställts och

illustreras nedan.

Figur 19. Illustration av arkitekturen för ELBA 2015. Det rödstreckade området markerar de delar av fordonet som

ligger till grund för drivlinan och i större utsträckning grunden till denna rapport.

33

Figur 20. CAD-modell över drivlinan inklusive de tre motorerna implementerade i bilen.

Figur 21. Vy ovanifrån.

34

Utöver de funktionaliteter som beskrivs i avsnitt 1.5 och 4.2 fanns specifika geometriska krav

som drivlinan måste uppfylla.

Det infördes även en fördubbling av momentöverföringskravet på drivlinan till 7 Nm.

Anledningen till att kravet på 7 Nm infördes, trots att motorerna endast skulle leverera 3,5 Nm,

var på grund av att det inbromsande momentet skulle kunna överstiga 3,5 Nm. Dessutom

levererade inte ICE ett kontinuerligt moment eftersom den är en encylindrig fyrtaktsmotor och

tänder bara vartannat varv. Detta resulterade i att vridmomentet in i drivlinan gav upphov till

transienter, men med ett nominellt moment på 3,5 Nm.

Utöver detta har producerbarheten alltid varit en aspekt i designfasen. Ingen komponent fick bli

så komplicerad att den inte kunde tillverkas med hjälp av svarv-, fräs- eller

vattenskärningsmetoder. Komplexiteten begränsades även på ett sådant sätt att komponenten inte

skulle ta för lång tid att tillverka.

Sammanfattningsvis ska drivlinan kunna:

Driva bilen framåt med ICE utan interferens från stora elmotorn.

Driva bilen framåt med stora elmotorn utan interferens från ICE.

Ladda superkond. mha. inbromsning med elmotor utan interferens från ICE.

Ladda superkond. från ICE medan bilen körs.

Bli styrd mekatroniskt av linjäraktuatorer.

Överföra 7 Nm vridmoment.

Inte interferera med andra delsystem.

5.1.1 Motorer

Som illustreras i Figur 20 och avsnitt 5.1 hade ELBA år 2015 tre motorer. En förbrännings- och

två elmotorer.

Den lilla elmotorn var en 200W permanentmagnetiserad DC motor med grafitborstar och en

verkningsgrad på 94 %. Denna levererade ca 0,5 Nm vid 4000 rpm.

Den stora elmotorn var en 1,8kW permanentmagnetiserad borstlös DC motor med okänd men

hög verkningsgrad. Denna levererade upp till 5,7 Nm vid 3000 rpm, men skulle begränsas till 3,5

Nm.

ICE var en 57cc encylindrig fyrtaktsmotor från Honda, ombyggd till direktinsprutning. Denna

levererade ca 3,5 Nm mellan 3000-5000 rpm och skulle köras vid 3000 rpm för optimal

bränsleförbrukning.

5.2 Testrigg

För att kunna undersöka om den uttänkta friktionskopplingen presterade som beräknat byggdes

en testrigg. Anordningen konstruerades så att en simulering av ett ensidigt kopplingsingrepp

mellan fläns och remhjul tilläts. I testriggen byttes drevet ut mot ett remhjul på grund av

tillverkningsskäl.

35

Figur 22. Den upprättade testriggen med artikelnummer för varje komponent.

Det främsta syftet var testa om friktionen mellan bromsklossar och remhjulet i aluminium var

tillräcklig för att uppfylla momentöverföringskravet. Andra syften var bland annat att observera

hur konstruktionens komponenter samverkade i inkopplingsrörelsen.

36

Figur 23. Illustration av genomfört test.

Testet genomfördes genom att ett antal vikter hängdes på hävarmarna och avståndet från leden

mättes. Med hjälp av momentjämvikt kunde kraften i kopplingen beräknas med ingenjörsmässig

noggrannhet. En dynamometer fästes på remhjulet och kraften då det började slira antecknades.

Resultatet från testet visade att en belastning på ca 500 N mellan flänsen och bromsklossarna

kunde överföra ca 4,5 Nm. Dessa siffror ger i sin tur ett friktionstal närmare 0,2, vilket var lägre

än förväntat. Detta låga friktionstal resulterade i att linjäraktuatorerna måste applicera 780 N mot

flänsen för att kunna överföra ett vridmoment på 7 Nm.

Två viktiga resultat iakttogs från testet:

● Oacceptabelt stor byrålådseffekt rådde mellan hylsan, som tillåter translationsrörelse, och

axeln.

● Att momentöverföringen inte var lika effektiv som förväntat.

37

Byrålådseffekten bromsade drivaxeln avsevärt och konstruktionen skulle ha enorma

friktionsförluster och eventuellt haverera på grund av denna. Dessa iakttagelser ledde till

ytterligare korrigeringar i designen.

Figur 24. Illustration av byrålådseffekten.

5.3 Korrigering av design

För att lösa problemet med otillräcklig momentöverföring infördes koniska friktionsytor. Istället

för en design där drev trycker mot en aluminiumfläns av cylindrisk form med pålimmade

bromsklossar valdes istället att konstruera ett koniskt system.

En enkel illustration av den koniska kopplingen visas i Figur 25. Kopplingen bestod av en kopp

och en kon. Koppen, som i detta fall skruvats fast på drevet som i sin tur var monterad på

drivaxeln, med en konisk insida passar perfekt på den koniska utsidan av flänsen. Vinkeln på den

koniska delen anpassades för att ge en hög normalkraft.

För att fästa den koniska flänsen axiellt och i rotationsriktning borrades två hål i flänsen, 90º

emellan som även gängades enligt Figur 26. Genom att skruvarna dras åt i denna geometri

pressas motsatt sida mot axeln och ytterligare en reaktionspunkt erhålls för att låsa axeln axiellt.

Figur 25. Illustration av den koniska kopplingen med tillhörande kopp och kona.

38

Figur 26. Infästningsanordningen för konan.

Fördelen med detta jämfört med att ha 180º mellan skruvarna är att detta skulle resultera i två

fästpunkter och flänsen tillåts kunna vicka. För att föra samman de två kopparna nyttjades

hävarmar som överförde en axialkraft till dreven från linjäraktuatorerna.

Fördelar med den koniska kopplingen är att denna har en förhållandevis enkel design som inte

kräver en lika stor applicerad axiell kraft att koppla samman, gentemot tidigare

bromsklosslösning.

Konkopplingen består av en konisk kopp- och kon del enligt Figur 25. Ur denna figur tydliggörs

delarna av en konisk koppling och några intressanta geometriska egenskaper. Dessa egenskaper

kommer att tas vid hjälp för beräkning av önskad vinkel av konan och den möjliga

momentöverföringen som konkopplingen kan åstadkomma som funktion av axialkraften (där FT

betecknar tryck och FD betecknar drag).

Figur 27. Pålagd axialkraft på koppen som ger upphov till en normalkraft från konan.

39

Kraftjämvikt när kopplingen är inkopplad:

→ : 𝐹𝑇 = 𝑁𝑠𝑖𝑛𝛼 ⟹ 𝑁 =𝐹𝑇

𝑠𝑖𝑛𝛼

Notera att eftersom det inte finns någon relativ hastighet mellan kopp och kona då de är

inkopplade finns det ingen friktion mellan dessa delar.

Figur 28. Kraftsituation vid isärkoppling mellan kopp och kona.

Vi önskar nu att bestämma vinkeln α så att kraften för att hålla kopplingen i ingrepp och dra isär

är lika stor.

Kraftjämvikt vid isärkoppling:

← : 𝐹𝐷 = 𝐹𝜇𝑐𝑜𝑠𝛼 − 𝑁𝑠𝑖𝑛𝛼 = {𝐹𝜇 = 𝜇 ∙ 𝑁} ⟹

⟹ 𝐹𝐷 = 𝑁 ∙ 𝜇 ∙ 𝑐𝑜𝑠𝛼 − 𝑁𝑠𝑖𝑛𝛼 = {𝑁 =𝐹𝑇

𝑠𝑖𝑛𝛼} =

𝐹𝑇 ∙ 𝜇 ∙ 𝑐𝑜𝑠𝛼

𝑠𝑖𝑛𝛼−

𝐹𝑇𝑠𝑖𝑛𝛼

𝑠𝑖𝑛𝛼⟺

⟺ 𝐹𝐷 =𝐹𝑇 ∙ 𝜇

𝑡𝑎𝑛𝛼− 𝐹𝑇 = 𝐹𝑇 (

𝜇

𝑡𝑎𝑛𝛼− 1) ⟹

⟹ 𝐹𝐷 = 𝐹𝑇 ⟹ 1 =𝜇

𝑡𝑎𝑛𝛼− 1 ⟹

⟹ tan𝛼 =𝜇

2⟹ 𝛼 = 𝑎𝑟𝑐𝑡𝑎𝑛 (

𝜇

2) , 𝜇 ≈ 0.47 (𝑑𝑦𝑛𝑎𝑚𝑖𝑠𝑘𝑡 𝜇 𝑓ö𝑟 𝑎𝑙𝑢𝑚𝑖𝑛𝑖𝑢𝑚 𝑚𝑜𝑡 𝑠𝑡å𝑙)

Detta motsvarar en vinkel på ca 13 grader, men avrundas upp till 15 grader eftersom att

friktionstalet har en relativt stor osäkerhet och 15 grader är en bekvämare vinkel att tillverka

efter.

Med vinkeln 𝛼 känd kan kopplingens momentöverföring bestämmas.

𝑁 =𝐹𝑇

𝑠𝑖𝑛𝛼

𝐹𝐷

40

Betrakta ett cirkulärt konsegment med radien, r, och tjocklecken, dr, som illustrerat i Figur 25

ovan:

Längden på sluttningen blir 𝑑𝑟

𝑠𝑖𝑛𝛼.

Det streckade området utgör mantelarean på det cirkulära konsegmentet blir

2𝜋 ∙ 𝑟 ∙𝑑𝑟

𝑠𝑖𝑛𝛼.

Normalkraften på konsegmentet räknas fram enligt

𝑁 = 𝑝 ∙ 2𝜋 ∙ 𝑟 ∙𝑑𝑟

𝑠𝑖𝑛𝛼,

där p är det konstanta trycket

Den axiella komposanten av normalkraften ovan är

𝑁↑ = 𝑝 ∙ 2𝜋 ∙ 𝑟 ∙𝑑𝑟

𝑠𝑖𝑛𝛼∙ 𝑠𝑖𝑛𝛼.

Den totala axiella kraften vid ingrepp blir då

𝐹𝑇 = ∫ 𝑝 ∙ 2𝜋 ∙ 𝑟 ∙ 𝑑𝑟 (∗)𝑅𝑦

𝑅𝑖.

Friktionskraften som uppkommer på randen av konan på grund av normalkraften:

𝐹𝜇 = 𝜇 ∙ 𝑝 ∙ 2𝜋 ∙ 𝑟 ∙𝑑𝑟

𝑠𝑖𝑛𝛼.

Friktionsmomentet kring axeln

𝑑𝑀 = 𝜇 ∙ 𝑝 ∙ 2𝜋 ∙ 𝑟 ∙𝑑𝑟

𝑠𝑖𝑛𝛼∙ 𝑟 = 𝜇 ∙ 𝑝 ∙ 2𝜋 ∙ 𝑟2 ∙

𝑑𝑟

𝑠𝑖𝑛𝛼.

För att erhålla det totala friktionsmomentet måste ovanstående ekvation integreras över hela det

angripa området

𝑀 = ∫ 𝜇 ∙ 𝑝 ∙ 2𝜋 ∙ 𝑟2 ∙𝑑𝑟

𝑠𝑖𝑛𝛼

𝑅𝑦

𝑅𝑖

(∗∗)

Antag att trycket p är konstant över ytan. Ekvation (*) ger:

𝐹𝑇 = ∫ 𝑝 ∙ 2𝜋 ∙ 𝑟 ∙ 𝑑𝑟𝑅𝑦

𝑅𝑖

= 𝑝 ∙ 2𝜋 ∫ 𝑟 ∙ 𝑑𝑟𝑅𝑦

𝑅𝑖

= 𝐹𝑇 = 𝑝 ∙ 𝜋 ∙ (𝑅𝑦2 − 𝑅𝑖

2) (∗∗∗)

⟺

𝑝 =𝐹𝑇

𝜋(𝑅𝑦2 − 𝑅𝑖

2)

41

Ekvation (***) medför att (**) blir:

𝑀 = ∫ 𝜇 ∙𝐹𝑇


2)∙ 2𝜋 ∙ 𝑟2 ∙

𝑑𝑟

𝑠𝑖𝑛𝛼

𝑅𝑦

𝑅𝑖

=

𝜇 ∙𝐹𝑇


2)∙ 2𝜋

𝑠𝑖𝑛𝛼∫ 𝑟2 ∙ 𝑑𝑟 ⇒

𝑅𝑦

𝑅𝑖

𝑀 = 𝜇 ∙𝐹𝑇

(𝑅𝑦2 − 𝑅𝑖

2)∙

2

3𝑠𝑖𝑛𝛼(𝑅𝑦

3 − 𝑅𝑖3)

Genom att isolera Ft erhålls att det krävs en kraft på ca 50 N för att överföra ett moment på

7 Nm. Det är alltså en minskning i axialkraft med en faktor 10.

Detta innebar att överföring av det önskade momentet kunde ske med en betydligt lägre

axialkraft.

Figur 29. CAD-modell av den koniska kopplingen med två koppar och en kona.

42

För att eliminera byrålådseffekten, beskriven i kapitel 5.2, substituerades hylsan som enbart var

glidlagrad med en subkonstruktion bestående av två huvudkomponenter och ett kullager. Drevets

lagring förblev densamma.

Figur 30. Lösning för att eliminera byrålådseffekten.

Hylsan (art.nr 502) tillåts röra sig längs axeln axiellt, men tillåts inte rotera kring axeln. Detta på

grund av två stycken skruvar som kan röra sig i frästa axialspår (art.nr 504). Inkopplingskraften

från linjäraktuatorerna appliceras nu på en yta som är kullagrad mot rotationselementet (art.nr

502) och därigenom avlägsnas det oönskade friktionsmoment som tidigare gav upphov till

byrålådseffekten.

Figur 31. Illustration av de två förändringarna som resultatet från testriggen gav upphov till.

43

5.4 Montering

Utefter den utvecklade kravspecifikationen valdes monteringsfästenas dimensioner på sådant sätt

att utgående axel passar i centrum på hjulet och att avstånden tillåter plats för planetväxel och

godtycklig längd på drivaxel. Linjäraktuatorerna måste även få plats i bilen, på båda sidorna av

monteringfästena.

Figur 32. Ena delen av monteringsanordningen.

Figur 33. Hävarm till att överföra kraft från linjäraktuatorerna.

44

Fästena designades på ett sådant sätt att önskade rörelser tilläts och oönskade hindrades. Spåren

var gjorda för omvandla hävarmarnas rotationsrörelse till translationsrörelse (se Figur 33).

Denna fästanordning krävde också dimensionering ur hållfasthetssynpunkt mot de krafter som

uppstår i systemet då linjäraktuatorerna verkar på hävarmarna. Systemet behövde också lagras på

ett lämpligt sätt så att dessa axiella krafter skulle tas upp i lagren och så att axeln inte tilläts

förflyttas när kopplingshalvorna tryckte mot flänsen.

Figur 34. Snittvy av monteringsanordningen med hävarmarna, drivaxeln och planetväxeln monterade.

Från början konstruerades två lagerhus med lager för att hålla axeln på plats, men efter

introduktionen av planetväxeln som även den var lagrad beslutades att avlägsna ett av lagren,

detta för att systemet inte ska bli överbestämt enligt Chebychev–Grübler–Kutzbach kriterium.

Med två upphängningslager istället för tre löstes detta problem.

Figur 35. Resultatet av designfasen.

45

5.5 Dimensionering av drev och kedjor

5.5.1 Dimensionering av drev Kedjor och kedjehjul har beställts från Ramström Transmission AB där beräkningsmodeller och

rekommendationer har följts vid dimensionering av kedjetransmissionerna. Belastningar på

kedjan, krav på utväxling, moment och varvtal samt andra begränsningar på grund av

konstruktionsskäl låg till grund för dimensioneringen, se Bilaga 2.

Vid valet av kedjehjul låg dels utväxlingen till grund för detta, men framför allt de andra

ingående komponenternas dimensioner. Exempelvis var två stora kedjehjul låsta till specifika

dimensioner till följd av konstruktionsskäl. Dessa fick agera som utgångslägen för valet av de

andra två kedjehjulen med utväxlingen beaktad. De mindre kedjehjulens tandantal

dimensionerades med utgångspunkt från utväxlingen i som erhålls genom att beräkna

förhållandet mellan varvtalen

𝑖 =𝑧2

𝑧1=

𝑧𝑢𝑡

𝑧𝑖𝑛,

där zut är antalet tänder på det lilla kedjehjulet som är monterat på den utgående axeln och zin är

antalet tänder på det stora kedjehjulet som är monterat på respektive motoraxel. Utväxlingarna

för respektive motor uppgick till:

i = 1,06 för stora elmotorn

i = 1,23 för förbränningsmotorn

i = 1,27 för lilla elmotorn

5.5.2 Dimensionering av kedja

Vid valet av lämplig kedja nyttjades känd driftsdata som underlag. Utgångspunkten var

motoreffekten PMotor, samt en uppskattad belastningsfaktor k. Produkten av dessa termer ger

diagrameffekten PD som användes för avläsning i diagrammet om vilken kedja som var

lämpligast enligt

𝑃𝐷 = 𝑃𝑀𝑜𝑡𝑜𝑟 ∙ 𝑘.

Ingående parametrar ligger till grund för belastningsfaktorn k: stötkoefficienten fy som beror av

uppskattad belastning, tandantal fz, utväxling fi samt axelavstånd fa. Belastningsfaktorn k ges av:

𝑘 = 𝑓𝑦 ∙ 𝑓𝑧 ∙ 𝑓𝑖 ∙ 𝑓𝑎

Med värden insatta i PD och lilla kedjehjulets varvtal känt lästes den lämpligaste kedjan ur

effektdiagrammet, se Bilaga 2.

Vid dimensionering av kedja erhålls följande ekvationer ur leverantörens beräkningsmodeller:

Beräkning av axelavstånd mellan lilla och stora kedjehjulet där p är kedjans delning och K är en

faktor mellan 30-50 som leverantören rekommenderar. Denna faktor är väsentlig för att minska

slitage på kedjan och har satts till 40.

𝐴 = 𝑝 ∙ 𝐾

Vid beräkning av kedjans längd utgår man från kedjehjulens delningsdiametrar Dd och dd vilka

erhålls i kedjehjulstabellen, se Bilaga 2.

46

Beräkning av delningsdiametern för en tandprofil:

𝐷𝑑 =𝑃

𝑠𝑖𝑛180°

𝑧

,

där P är kedjans delning och z tandantal.

Kedjans längd beräknas enligt:

𝐿 = 2 × 𝐴 + 1,57(𝑑𝑑 + 𝐷𝑑) +(𝐷𝑑−𝑑𝑑)2

4 × 𝐴,

där Dd är stora hjulets delningsdiameter i mm och dd är lilla hjulets delningsdiameter i mm samt

faktorn 1,57 är en dimensioneringsparameter.

Antalet kedjelänkar X erhålls enligt:

𝑋 =𝑃

𝐿,

där P är kedjans delning i mm och L är kedjelängden i mm.

En förutsättning för att kedjan ska klara av belastningen som den kommer att utsättas för måste

först kedjans hållfasthet verifieras genom en beräkning av lagertrycket som var tänkt att

uppkomma i den. Det maximala tillåtna lagertrycket varierar med periferihastigheten hos kedjan

och det var först när detta lagertryck var verifierat som övriga ovanstående beräkningar kunde

göras.

För beräkning av lagertryck kalkylerades vridmomentet Mv på ingående axel

𝑀𝑣 =9,550∙𝑃

𝑛,

där P är nominella effekten och n är varvtalet på den drivande axeln och sedan den maximala

dragkraften Fmax på kedjan

𝐹𝑚𝑎𝑥 =2𝑀𝑣

𝑑𝑑.

Det maximala lagertrycket mellan bult och hylsa PLmax är

𝑃𝐿𝑚𝑎𝑥 =𝐹𝑚𝑎𝑥

𝑓

där f är lagerytan vilken erhålls från kedjetabellen, se Bilaga 2. PLmax interpolerades fram med

hjälp av den numeriska metoden Newtons ansats, se Bilaga 1 för Matlab-kod, för att med större

noggrannhet stämma överens med det givna behovet och undvika en approximation av värdet på

detta lagertryck.

Kedjans periferihastighet beräknades enligt:

𝑣 =𝑑𝑑×𝑛

19098.

Med periferihastigheten och det maximala lagertrycket känt kunde en kvalificerad kedja väljas.

47

5.5 Lagerdimensionering

För dimensioneringen av lager valdes en säkerhetsfaktor 2 för alla laster i systemet och de

resulterande krafterna som användes vid denna var 100 N radiellt och 1000 N axiellt.

Lagerlivslängden var inte en dimensionerande faktor då konceptfordonet ELBA 2015 inte

designades ur ett ekonomiskt perspektiv och en livslängd på runt 1000 timmar ansågs vara mer

än tillräcklig för syftet. Lager var inte en begränsad resurs då SKF agerade officiell sponsor till

ELBA 2015.

Kalkyleringarna gjordes direkt på SKF:s hemsida. Följande resultat erhölls för 16004 och 6002-

2RSH: Tabell 2. Kalkyl för SKF:s lager 16004.

Tabell 3. Kalkyl för SKF:s lager 6002-2RSH.

48

Beräkningarna visar att lagrena håller 4720 timmar och 1260 timmar vardera.

Gällande lagret i planetväxeln var det sedan tidigare dimensionerat för en axiallast på 1600 N

och radiell last på 1200 N med en livslängd på över 20 000 timmar, som illustreras i ett utdrag ur

Alphiras planetväxeldatablad nedan, se Figur 36.

Figur 36. Alphiras planetväxelblad (Equinotec u.d.).

5.6 FEM

Det var främst en komponent som ansågs vara i plasticeringsfarozonen, nämligen

aluminiumhävarmarna som linjäraktuatorerna använde för att överföra kraft på kopplingen.

FEM-resultaten avslöjade dock att de spänningar som uppstod i kroppen inte överskred de

brottgränser som var angivna för aluminium (5000-serien utan ytterligare bearbetning). FEM-

analyser gjordes på dreven, då de kraftigt modifierades, för att säkerhetsställa att hållfastenheten

inte kompromissades. Dessa gjordes i ANSYS R15.0 med en belastning på 500 N vilken var den

största kraft som linjäraktuatorerna skulle kunna applicera på systemet. Resultaten redovisas i

figurerna nedan.

49

Figur 37. Effektivspänningen enligt von-Mises på hävarmen där den största spänningen uppkommer i partiet där

linjäraktuatorn trycker.

Figur 38. Effektivspänningen enligt von-Mises på ett av de modifierade kedjehjulen.

50

Figur 39. Den totala deformationen på en av hävarmarna.

Figur 40. Den totala deformationen på ett av de modifierade dreven. Tillsynes är den största deformationen

försumbar.

51

Figur 41. Säkerhetsfaktor mot utmattning på hävarmarna.

Figur 42. Säkerhetsfaktor mot utmattning på dreven.

Modelleringen visade att komponenterna deformerades minimalt. Resultatet konfirmerar att

resterande konstruktion var korrekt dimensionerad.

53

6 PRODUKTFRAMTAGNING

I detta kapitel presenteras de framtagna ingående komponenterna till den slutgiltiga drivlinan.

Samtliga komponenter, med undantag för lager, kedjor och drev var egentillverkade. Det bör

dock uppmärksammas att en extensiv modifiering av dreven utfördes. De verktyg som fanns

tillgängliga för förfogande var fräs, svarv och vattenskärare. Hur dessa verktyg har använts,

operationslistor, utlämnas i denna rapport. Om drivlinan önskas reproduceras finnes ritningar för

samtliga komponenter i Bilaga 3, där det mest effektiva produktionssättet för replikering bör

bedömas vid tillverkningstillfället utifrån de tillverkningsmedel som finns tillgängliga.

Till förfogande fanns en mängd tillverkningsmöjligheter och alla komponenter har tillverkats på

teknologverkstaden tillhörande institutionen för industriell produktutveckling på Kungliga

Tekniska Högskolan. Yrkeskunniga industritekniker konsulterades kontinuerligt vid

produktionen och med gemensamma ansträngningar kunde en fysisk produkt erhållas.

Figur 43. Alla tillhörande komponenter till drivlinan.

55

7 RESULTAT

I resultatkapitlet samlas de resultat, som uppnåtts med de metoder som beskrivits tidigare, samt

analyseras och jämförs med den existerande kunskap och teori som presenterades i

referenskapitlet.

Under hela tävlingsveckan i Rotterdam utsattes drivlinan både för tester och belastningar under

längre tidsperioder än tidigare och dess driftsäkerhet påvisades. Drivlinan havererade inte vid

något tillfälle och krävde inte heller något underhåll. Drivlinan klarade även utan problem att

överföra de moment som den belastades med från motorerna.

Drivlinans prestanda var onekligen omständlig att estimera. För att uppskatta prestandan lyftes

bilen så att dess hjul inte var i kontakt med marken och därefter kopplades ICE och stora

elmotorn bort. Därvid drevs drivlinan, med dess planetväxel, drivaxel, hjulupphängning samt

hjul med hjälp av den lilla elmotorn i en hastighet av 30 km/h. Effekten som matades in i

elmotorn för att hålla detta vid konstant fart uppgick till 45 W. Detta motsvarar alltså alla

förluster mellan aggregat och hjul, inklusive den effekt som går förlorad i motorn. Motorns höga

verkningsgrad (94 %) är då den belastas maximalt, men verkningsgraden vid 45 W är okänd. Av

denna anledning är det svårt att exakt säga vad förlusterna i drivlinan är, men de är mindre än

45W då på grund av att denna siffra inkluderar motorns förluster. Drivlinan vägdes på våg

(inklusive planetväxel och drivaxel, men exklusive linjäraktuatorer) och vikten 5,25 kg

noterades.

Figur 44. Den slutgiltiga vikten på 5,25 kg, exklusive linjäraktuatorerna.

57

8 DISKUSSION OCH REFLEKTION

I detta kapitel diskuteras och reflekteras de resultat som presenterats i föregående kapitel.

8.1 Produktutvecklingsprocessen

Under projektets gång har produktutvecklingmodellen agerat som ett ledmotiv och stöd. Denna

kom till stor nytta och visade sig vara ett oumbärligt hjälpmedel. Avsikten med tillämpandet av

modellen har bland annat varit att finna lösningar då hinder uppstod under arbetets gång.

Användandet av denna har legat till stor grund när olika beslut fattades.

Produktutvecklingsprocessen har bidragit med att strukturera upp arbetsgången genom att bland

annat vara till hjälp vid utdelning av arbetsuppgifter, projektplanering vilken innefattar

upprättandet av en riskanalys samt Gantt-schema och en förundersökning om vilka befintliga

lösningar som förefanns innan beslut fattades. Modellen gav en tydligare överblick över var i

processen projektet befann sig i. Den hjälpte till med itereringen av nya lösningar mer effektivt

genom att uppmuntra till självkritik, ifrågasättande och främjade betraktandet av produkten ur ett

bredare perspektiv. Härmed avses att hålla i åtanke vilka delfunktioner som produkten ska

innefatta, förutom det faktum att en färdig produkt ska tas fram. Dessa delfunktioner involverar

bland annat bestämmandet av geometri och arkitektur av designen innan tillverkningen

påbörjades. Det kanske mest essentiella hos Ulrich & Eppingers modell är den inblick denna gav

samt att den förberedde författarna inför hela kandidatexamensarbetet. Då

kandidatexamensarbetet handlade om att utveckla en produkt gav modellen en insikt i hur en

produktutvecklingsprocess brukar se ut, vilken i sin tur reducerade risken för oväntade utfall och

att målet med projektet inte skulle nås inom utsatt tid.

8.2 Matematisk modell

Tid och resurser av olika slag var begränsade och resulterade i förenklingar hos den teoretiska

modellen av drivlinan. Drivlinan har kinematiska komponenter som vid rotation vibrerade, med

risk för att förorsaka obehagliga vibrationer för föraren som kunde vara direkt skadliga för

konstruktionen vid långvarig drift. Dessa egenskaper är beroende av materialets egenskaper så

som densitet och elasticitetsmodulen, men även geometri. Systemet bör dimensioneras så att

resonansfrekvenser hamnar utanför driftfrekvenserna för att minimera vibrationers destruktiva

inverkan.

Att matematiskt kunna verifiera och motivera fattade beslut är av viktig betydelse av naturliga

skäl. Dessa matematiska verifikat agerar bland annat som en garanti för hållfastheten hos

produkten. Dessa bevis kan vara till hjälp då ett system ska förklaras, då komponenters verkan

önskas studeras och för att förutsäga beteenden. Dock prioriterades denna verifikation ned av

tidsskäl och verifierades istället med hjälp av FEM för att till högsta möjliga grad kunna

investera tid på utveckling av design och tillverkning.

8.3 Slutgiltig produkt

Motgångar och komplikationer var vanligt förekommande under projektets gång, med många av

dem tillverkningsrelaterade. På grund av bristande erfarenhet av tillverkning var detta naturligt.

För några i gruppen var det första gången de kom i kontakt med både fräs och svarv.

Begränsade fräs- och svarvkunskaper ledde till att flertalet komponenter fick omtillverkas några

gånger, främst eftersom att den precision som krävdes i designen inte uppnåddes. Denna sortens

tidsförlust var självfallet inräknad i Gantt-schemat ty detta var en stor prioritet i riskanalysen,

men även denna förinsikt var otillräcklig och mer tid borde ha allokerats till tillverkningen.

58

Ett oförutsett och tidskrävande moment under tillverkningsfasen var modifieringen av de drev

som inhandlades. Då dimensioneringen av dessa gjordes teoretiskt hade vikten och storleken

underskattats. Vid leverans insågs att dessa var i behov av avsevärd lättning och modifiering.

För några andra komponenter som till exempel hävarmarna och monteringsfästena (se avsnitt

5.4) lämnades utrymme för modifieringar då detta ledde till en frihet under monteringsprocessen.

Då den fullständiga integrationen av resterande delsystem av ELBA inte var helt fastställd förrän

sent i projektet behövdes utrymme för att bibehålla möjligheten för justeringar. Eftersom det

fanns diskrepanser mellan CAD-modell och slutgiltig prototyp krävdes viss justering för att

undvika interferens som uppstod. Detta gjordes ofta med fil och var tidsödslande.

8.3.1 Linjära aktuatorer

Ursprungligen fanns ett förslag där drivkraften från till exempel elhissar funna ur gamla bilar

eller någon annan självhämmande anordning, gärna med snäckväxel, skulle kunna utnyttjas då

även de är självhämmande. Mekatronikstaben önskade dock ett lättreglerat system och därför

valdes tillämpningen av linjäraktuatorer eftersom de relativt obehindrat kunde integreras i

ELBA:s elektroniska system.

Linjäraktuatorerna beställdes före valet att en konisk koppling skulle nyttjas. Som tidigare

illustrerats var skillnaden i nödvändig kraft från aktuatorerna i storleksordningen en faktor 10 för

stor. Tanken ursprungligen, då lösningen med bromsklossar fortfarande var aktuell var att

hävarmarna i konstruktionen skulle tillföra en kraftutväxling mellan aktuatorkraft och tryckkraft

på drev. Framtida ersättningar tas upp i kapitel 9.

8.3.2 Jämförelse av tidigare år

För att utvärdera vilka för- och nackdelar det genererade konceptet har jämfört med tidigare år är

det eftersträvansvärt att blicka tillbaka på föregående års data vad beträffar prestanda och utifrån

dessa dra paralleller om huruvida detta års konstruktion har frambringat några förbättringar.

2015 års koncept bygger på en helt ny lösning, en så kallad “komplexhybrid” vilken har helt

andra förutsättningar. Frånvaron av data på föregående års modell gör jämförelseprocessen svår.

Fokus har lagts på att få konstruktionen att fungera felfritt och att tillåta framtida optimeringar

och förbättringar. Med den elektromagnetiska kopplingen som nyttjades förra året hade endast

kopplingsanordningen förbrukat en total effekt på 30W då två stycken hade erfordrats för detta

års lösning. Med övriga förluster, främst i form av friktion, går ännu mer effekt till spillo.

59

9 REKOMMENDATIONER OCH FRAMTIDA ARBETE

I detta kapitel ges rekommendationer för mer detaljerade lösningar och/eller framtida arbete.

I efterhand har ett par förbättringar på den slutgiltiga konstruktionen kommit upp. Eftersom

utväxlingen för samtliga motorer låg väldigt nära 1:1 innebar det att alla drev behövde vara lika

stora på motoraxeln som dreven i drivlinan för att ge rätt toppfart på bilen. Anledningen till detta

var för att planetväxeln som återanvänts från föregående år hade en så pass hög utväxling; 10:1

mellan ingående och utgående axel. Eftersom dreven tryckte mot en fläns med krav på en

ytterdiameter på minst 100 mm krävdes att dreven i drivlinan var större än detta. Eftersom

utväxlingen var 1:1 innebar detta att även motorernas drev fick samma storlekskrav. Dreven var i

stål och tunga, därför innebar detta att bilen som helhet blev tyngre än vad den skulle behöva ha

varit ifall en högre utväxling hade använts mellan motor och drivlina. Då konstruktionen visade

sig ypperlig på att överföra höga moment hade det inte varit några problem att öka utväxlingen

mellan motorerna och drivlinan och sänka utväxlingen i planetväxeln. Ytterligare en fördel som

detta skulle medföra var att effektförlusterna i drivlinan skulle minska. Antag att det bromsande

friktionsmomentet i drivlinan är vara oberoende av varvtal, kalla detta friktionsmoment 𝑀𝑓.

Effektförlusten i drivlinan skulle då vara proportionell mot 𝑀𝑓 ∙ 𝜔, där 𝜔 är vinkelhastigheten.

Om utväxlingen skulle fördubblas mellan motorer och drivlina skulle varvtalet i drivlinan

halveras, och därmed också effektförlusten. Dessutom skulle en planetväxel med lägre utväxling

än 10:1 väga mindre och drevens totalvikt skulle minska. Ännu än fördel med att minska

varvtalet hos drivlinan är att på grund av att denna är egenbyggd fanns tillverkningsfel och

obalanser. Problemen dessa utgjorde skulle också bli mindre påtagliga då drivlinan gav upphov

till vissa vibrationer och skakningar vid höga varvtal. Den slutgiltiga konstruktionen roterade

med 3000 rpm vid toppfart och detta skulle kunna halveras till 1500 rpm, ett varvtalsområde som

är betydligt mer gynnsamt för en egentillverkad drivlina ur vibrationssynpunkt.

Linjäraktuatorerna som valdes för ELBA 2015 var otympliga, tunga och dyra men även

överdimensionerade. En bättre lösning skulle vara att ha en snäckväxel som kunde drivas med en

mindre elektrisk motor. Denna elektriska motor kan vara mycket mindre då kraften som

appliceras ska vara en faktor 10 mindre än den slutgiltigt valda aktuatorn. Ett koncept

utvecklades av två andra ELBA-medlemmar där en “linjäraktuator” designades och skulle kunna

integreras i drivlinan. Precis som den aktuella lösningen skulle det vara en självhämmande

design.

61

10 REFERENSER

[1] Hansen, Z.N.L., och S Ahmed-Kristensen. ”Global product development: the impact on

the product development process and how companies deal with it.” International Journal

of Product Development, 2011: 205-26.

[2] Afonso, P, M Nunes, A Paisana, och A Braga. ”The influence of time-to-market and

target costing in the new product development success.” International Journal of

Production Economics, 2008: 559-68.

[3] Ching-Hsun , Chang, Chen Yu-Shan Chen, och Lee Yu-I . ”The positive effect of inward

and outward capability on new product development performance.” Proceedings of

PICMET '14 Conference: Portland International Center for Management of Engineering

and Technology; Infrastructure and Service Integration. IEEE, 2014. 49-57.

[4] Eddie Pröckl. Nyteknik.se. den 16 Juni 2010.

http://www.nyteknik.se/nyheter/fordon_motor/motor/article435482.ece (använd den 12

Maj 2015).

[5] Eppinger, S.D, och A.R Chitkara. ”The new practice of global product development.”

MIT Sloan Management Review, 2006: 22-30.

[6] Equinotec. Equinotec.

http://www.equinotec.com/web/galeria/family/pdf/141025748481492.pdf (använd den 14

Maj 2015).

[7] Felekoglu, B, A.M Maier, och J Moultrie. ”Interactions in new product development:

How the nature of the NPD process influences interaction between teams and

management.” Journal of Engineering and Technology Management , 2013: 384-401.

[8] Gerwin, D, N Bhuiyan, och V Thomson. ”A Quantitative Evaluation of Concurrent

Product Development Effectiveness Theories.” IEEE Transactions on Engineering

Management, 2012: 415-27.

[9] Gielingh, W. ”Cognitive product development: a method for continuous improvement of

products and processes.” Strojniski Vestnik, 2008: 385-97.

[10] Graner, M, och M Mißler-Behr. ”Method application in new product development and

the impact on cross-functional collaboration and new product success.” International

Journal of Innovation Management, 2014: 25.

[11] Hendry, L. ”Product customisation: an empirical study of competitive advantage and

repeat business.” International Journal of Production Research , 2010: 3845-65.

[12] HowStuffWorks. How Clutches Work. http://auto.howstuffworks.com/clutch1.htm

(använd den 13 Maj 2015).

[13] Jeongbeom, Jim. ”An Empirical Study on the Success Factors of Implementing Product

Life Cycle Management Systems.” Journal of KISS: Software and Applications, 2010:

909-18.

62

[14] Machado, M.A, E Ericsson, och G Verghese. ”New Product Development effectiveness:

A pathway to sustainable competitive advantage.” Proceedings of PICMET '14

Conference: Portland International Center for Management of Engineering and

Technology; Infrastructure and Service Integration. IEEE, 2014. 11-17.

[15] Martinsuo, M, P Suomala, och J Kanniainen. ”Evaluating the organizational impact of

product development projects.” International Journal of Managing Projects in Business ,

2013: 173-98.

[16] Moatari-Kazerouni, A, S Achiche, O Hisarciklilar, och V Thomson. ”Impact of the

business innovation strategy on new product development success measurement.”

Proceedings of the 2014 International Conference on Innovative Design and

Manufacturing (ICIDM). IEEE, 2014. 318-23.

[17] Ogura Industrial Corporation. Electromagnetic Clutches & Brakes. 2015.

http://www.ogura-clutch.com/products/industrial/howtheywork/electromagnetic-

clutch.html (använd den 13 Maj 2015).

[18] Sandkuhl, K. ”Capturing product development knowledge with task patterns: evaluation

of economic effects.” Control and Cybernetics, 2010: 259-73.

[19] Sanongpong, K. ”Managing new product development performance: a process-based

automotive product realization.” 2009 International Conference on Management and

Service Science (MASS). IEEE, 2009. 4.

[20] Ulrich, Karl T, och Steven D Eppinger. Product Design and Development. 5. 2012.

[21] Von Haartman, R. ”Do customers improve new product development efficiency?

Revealing the impact of manufacturing-based absorptive capacity.” International Journal

of Business Performance Management, 2013: 149-65.

[22] Yen, Hsu. ”Relationships between product development strategies and product design

issues.” Journal of Engineering design, 2011: 407-26.

[23] Yongtao, Song. ”The influence of quality management on new product development

capability.” 2013 6th International Conference on Information Management, Innovation

Management and Industrial Engineering (ICIII). IEEE, 2013. 43-6.

[24] Yun-Huei, Lee, och Wang Kung-Jeng. ”Performance impact of new product development

processes for distinct scenarios under different supplier-manufacturer relationships.”

Mathematics and Computers in Simulation, 2012: 2096-108.

63

BILAGA A: EXTRA INFORMATION

Bilaga 1 – Matlabkod för kedjedimensionering

%NEWTONS ANSATS FÖR ETT TREDJEGRADSPOLYM FÖR ATT FÅ FRAM FI FÖR i =

%1.454545

xp = [1 2 3 5]'; yp = [1.22 1.08 1 0.92]';

A = [xp.^3 xp.^2 xp ones(size(xp))]; c3 = A\yp;

x = linspace(0,8,100);

y3 = c3(1)*x.^3 + c3(2)*x.^2 + c3(3)*x + c3(4);

y3 = polyval(c3,x); % funkar om x.^3 till v ?anster

fi = polyval(c3,1.4545454545);

p = plot(xp,yp,'k*',x,y3,'r-'); xlabel('x'), ylabel('y'), title('Exempel 5.3')

legend(p, 'data', 'grad 3') % namnge kurvorna

64

Bilaga 2 – Tabell över kedjetransmissionen

Bilaga 2. Kedjehjulstabell för ISO-standarden 05B-1, hämtad från Ramströms Transmission AB.

65

Bilaga 2. Effektdiagram, hämtad från Ramströms Transmission AB.

66

Bilaga 2. Kedjehjulstabell för ISO-standarden 06B-1, hämtad från Ramströms Transmission AB.

67

Bilaga 2. Kedjetabell hämtad från Ramströms Transmission AB.

68

Bilaga 3 – Ritningar till drivlinan

79

Bilaga 4 – Datablad för elmotorer

Bilaga 4. Datablad för lilla elmotorn.

80

Bilaga 4. Datablad för stora elmotorn.

Konstruktion av drivlina till Shell Eco...

Documents

Transcript of Konstruktion av drivlina till Shell Eco...