JUSSI TERVONEN PYÖRÄKUORMAAJAN ENERGIANKULUTUKSEN TUTKIMINEN Diplomityö Tarkastaja: professori Kalevi Huhtala Tarkastaja ja aihe hyväksytty Teknisten tieteiden tiedekuntaneuvoston kokouksessa 9. huhtikuuta 2014
i TIIVISTELMÄ TAMPEREEN TEKNILLINEN YLIOPISTO Automaatiotekniikan koulutusohjelma TERVONEN, JUSSI: Pyöräkuormaajan energiankulutuksen tutkiminen Diplomityö, 105 sivua, 5 liitesivua Kesäkuu 2014 Pääaine: Hydrauliikka ja automatiikka, hydraulitekniikka Tarkastaja: professori Kalevi Huhtala Avainsanat: Liikkuva työkone, energiankulutus, polttoaineenkulutus, hydrostaattinen ajovoimansiirto, digitaalihydrauliikka Tampereen teknillisen yliopiston Hydrauliikan ja automatiikan laitoksella on rakennettu M12-prototyyppipyöräkuormaaja, jonka hydraulijärjestelmän toteutuksessa on hyödynnetty hydrostaattisten ajovoimansiirtojen ja digitaalihydrauliikan tutkimustuloksia. Tämän diplomityön tavoitteena on kokeellisesti tutkia M12-koneen energiankulutusta ja verrata sitä vastaavan kaupallisen pyöräkuormaajan energiankulutukseen. Vertailukohdaksi on valittu Vilakone Oy:n Wille 655C monitoimikone, johon myös M12-kone perustuu. Energian- ja polttoaineenkulutuksen vertailu tapahtuu vertailumittausten avulla. Energiankulutuksen tutkiminen on jaettu kolmeen osa-alueeseen: Ajovoimansiirron, etukuormaimen työhydrauliikan ja kahden edellisen yhtäaikaisen energiankulutuksen tutkimiseen. Ajovoimansiirron osalta tutkitaan siirtoajon aikaista energiankulutusta. Etukuormaimen työhydrauliikan energiankulutusta tutkitaan työliikkeissä, jotka edellyttävät joko yhden tai kahden toimilaitteen aktiivista ohjausta. Ajovoimansiirron ja työhydrauliikan yhtäaikaista energiankulutusta tutkitaan kolmessa pyöräkuormaajalle ominaisessa työsyklissä. Kerätty mittausdata osoittaa M12-koneen ajovoimansiirron kuluttavan noin neljänneksen vähemmän polttoainetta siirtoajossa. Ero syntyy dieselmoottorin minimoidusta kierrosnopeudesta. M12-koneen ajovoimansiirron ohjauksen todettiin toimivan eitoivotulla tavalla ajonopeuden lähestyessä nollaa, mikä vaikuttaa merkittävästi ajomukavuuteen. Digitaalihydraulisen työhydrauliikan energiankulutus nostoliikkeissä ei ole merkittävästi pienempi verrattuna kuormantuntevaan järjestelmään, mutta laskuliikkeessä vapautuvasta energiasta merkittävä osa saadaan syötettyä takaisin dieselmoottorille. Ero polttoaineenkulutuksessa on kuitenkin lähes merkityksetön ongelmana on työliikkeen edellyttämä suhteellisen pieni teho verrattuna asennettuun moottoritehoon. M12-koneen pumppu-moottorin todettiin olevan selvästi ylimitoitettu etukuormaimen suurimpaan sallittuun liikenopeuteen nähden. Lisäksi työhydrauliikan energiankulutusta olisi mahdollista pienentää entisestään kasvattamalla digitaalihydraulisten tilavuusvirransäätöyksiöiden nimellistilavuusvirtaa. M12-koneen polttoaineenkulutus työsykleissä on noin kolmanneksen tuotantokonetta pienempi. Ero syntyy pääasiassa dieselmoottorin kierrosnopeuden minimoinnista. Hydrauliikan kokonaisenergiankulutuksen kannalta merkittävin tekijä on hydrostaattinen ajovoimansiirto. Ajovoimansiirron apupumpun todettiin kuluttavan huomattavan osan ajovoimansiirron kokonaisenergiasta työsyklien aikana.
ii ABSTRACT TAMPERE UNIVERSITY OF TECHNOLOGY Master s Degree Programme in Automation Technology TERVONEN, JUSSI: Researching the energy consumption of a wheel loader Master of Science Thesis, 105 pages, 5 Appendix pages June 2014 Major: Fluid Power Examiner: Professor Kalevi Huhtala Keywords: Mobile work machine, energy consumption, fuel consumption, hydrostatic transmission, digital hydraulics An energy-efficient prototype wheel loader, M12-machine, has been built by the Department of Intelligent Hydraulics and Automation of the Tampere University of Technology. Knowledge of electro-hydraulic control of hydrostatic transmissions of mobile work machines and digital hydraulics has been utilized in implementation of M12- machine s hydraulics system to reduce energy consumption. Objective of this master s thesis is to study M12-machine s energy consumption and compare it with similar commercial wheel loader. Commercial Wille 655C multi-purpose wheel loader built by Finnish Vilakone Oy has been selected for the point of comparison the very same machine that the M12-machine is based on. Energy consumption was studied by performing tests with the actual machines. Research of energy consumption has been divided into three sections: operation of either hydrostatic transmission or implemented front loader hydraulics and also simultaneous operation is studied. Energy consumption of hydrostatic transmission is studied by conducting an on-road transfer drive test. Energy consumption of the implemented front loader hydraulics is studied by performing trajectories with weight requiring active control of either one or two actuators. Combined energy consumption of hydrostatic transmission and implemented front loader hydraulics is researched in three duty cycles. Analysis of the data reveals that the hydrostatic transmission on M12-machine reduces fuel consumption by about one fourth compared to the commercial machine. Saving in fuel consumption is achieved by minimizing the rotational speed of the diesel engine. Some problems in control of hydrostatic transmission on M12-machine are noticed when machine is allowed to roll to full stop causing discomfort for the driver. Digital hydraulics has no significant benefit on energy consumption when load is lifted. However most of the energy is recuperated while lowering the load. Despite the smaller energy requirement, total fuel volume consumed by the M12-machine does not show significant decrease compared to the fuel consumption of the commercial machine. Digital hydraulics proved to have energy saving potential, but the power required by the work movement is fairly small power required by the auxiliary devices and the diesel engine itself dominates the fuel consumption. It was noticed that the hydraulic pump-motor on M12-machine is oversized when considering the maximum allowed velocity of the front loader. By increasing the nominal flow rate of the Digital Flow Control Units, the energy consumption of the implemented front loader hydraulics could be reduced. Fuel consumption in duty cycles is about one third smaller on M12-machine minimized rotational speed of the diesel engine being the major contributor. Hydrostatic transmission is the main energy consumer in duty cycles. The boost pump proved to have fairly significant impact on the energy consumption of the hydrostatic transmission during the duty cycles.
iii ALKUSANAT Tämä diplomityö on tehty Tampereen teknillisen yliopiston Hydrauliikan ja automatiikan laitokselle osana Suomen Akatemian Älykkäiden koneiden huippuyksikön tutkimusta. Vilakone Oy on osallistunut työhön tarjoamalla vertailukohdaksi sarjatuotantomallin Wille-monitoimikoneen. Haluan kiittää työni tarkastajaa professori Kalevi Huhtalaa, joka on mahdollistanut työskentelyni Hydrauliikan ja automatiikan laitoksella sekä tämän diplomityön tekemisen. Haluan osoittaa kiitokseni myös tutkija Miika Ahopellolle avusta mittausjärjestelmän käyttöönotossa sekä vertailumittauksissa avustamisesta. Kiitokset myös tutkija Mikko Huovalle digitaalihydrauliikkaan liittyvästä opastuksesta sekä digitaalihydrauliikan säätökoodin muutoksista. Erityiskiitokset haluan osoittaa työni ohjaajalle tutkija Ville Aholalle, jolla on aina riittänyt aikaa kysymyksilleni ja jolta olen saanut merkittävää apua niin mittausten suorittamisessa kuin kirjoitusprosessissakin. Suuret kiitokset myös Vilakone Oy:n suunnittelupäällikkö Kimmo Suomiselle yhteistyöstä ja vertailukoneen järjestämisestä sekä huoltopäällikkö Olli Rantalalle Loimaalla suoritettujen vertailumittausten aikana erinomaisesti sujuneista käytännön järjestelyistä. Tampereella 21. toukokuuta 2014 Jussi Tervonen
iv SISÄLLYS 1 Johdanto... 1 2 Hydrostaattinen ajovoimansiirto... 3 2.1 Hydrostaattisen ajovoimansiirron komponentit... 3 2.1.1 Käyttövoimalähde... 3 2.1.2 Hydraulipumppu... 7 2.1.3 Hydraulimoottori... 9 2.2 Ajovoimansiirron toteutustapoja... 10 2.3 Ajovoimansiirron hyötysuhde... 13 2.4 Ajovoimansiirron säätö... 15 3 Digitaalihydrauliikka... 19 3.1 Digitaalihydrauliset tekniikat... 19 3.2 Digitaalihydraulinen tilavuusvirransäätö... 21 3.2.1 On/off-venttiilit... 21 3.2.2 Venttiilien ohjaus... 22 3.2.3 Digitaalihydraulinen tilavuusvirransäätöyksikkö... 24 3.2.4 Hydraulisylinterin nelireunaohjaus... 26 3.3 Digitaalihydrauliikan mallipohjainen säätö... 28 4 M12-kone... 31 4.1 Ohjausjärjestelmä... 32 4.2 Tehonsäätö... 33 4.3 Ajovoimansiirto... 35 4.4 Työhydrauliikka... 37 4.5 Hydrauliset apupiirit... 39 5 Vertailumittaukset... 41 5.1 Dieselmoottorin ohjaimen ilmoittaman kulutuksen todentaminen... 41 5.2 Vertailukone... 44 5.2.1 Vertailukoneen ja M12-koneen välisiä eroja... 44 5.2.2 Vertailukoneen anturointi ja mittausdatan tallennus... 48 5.3 Vertailumittausten toteutus... 49 5.3.1 Ajovoimansiirron vertailu... 49 5.3.2 Työhydrauliikan vertailu... 50 5.3.3 Ajovoimansiirron ja työhydrauliikan yhteisvaikutuksen vertailu... 51 6 Mittausdatan analysointi ja tulokset... 53 6.1 Moottoriohjaimen kulutustieto... 53 6.2 Ajovoimansiirto... 56 6.3 Työhydrauliikka... 60 6.3.1 Yhden toimilaitteen käyttö... 60 6.3.2 Kahden toimilaitteen yhtäaikainen käyttö... 71 6.3.3 Työhydrauliikan uusintamittausten toteutus... 72 6.3.4 Yhden toimilaitteen käytön uusintamittaukset... 74
6.3.5 Kahden toimilaitteen yhtäaikaisen käytön uusintamittaukset... 80 6.4 Työsyklit... 89 6.5 Käyttäjäkokemusvertailu... 92 7 Yhteenveto ja jatkokehitys... 95 Lähteet... 99 Liite 1: M12-koneen työhydrauliikan hydraulikaavio Liite 2: M12-koneen työhydrauliikan komponenttiluettelo Liite 3: Mittauspöytäkirja vertailumittaukset Liite 4: Mittauspöytäkirja uusintamittaukset v
vi MERKINNÄT Virtausaukon poikkipinta-ala, [m³]. Hydraulisylinterin männän pinta-ala, [m³]. Sähkövirta, [A]. _ _ Turbulenttisen kuristuksen virtauskerroin, [m /( Pa s)]. Massa, [kg]. Momentti, [Nm]. Hydraulimoottorin todellinen momentti, [Nm]. Hydraulipumpun vaatima todellinen momentti, [Nm]. Havaintojen lukumäärä, [-]. Hydraulimoottorin kierrosnopeus, [1/s]. Hydraulipumpun kierrosnopeus, [1/s]. Kuormanpaine, [Pa]. Syöttöpaine, [Pa]. Paine ennen turbulenttista kuristusta, [Pa]., Mitattu paine ennen turbulenttista kuristusta, [Pa]. Paine turbulenttisen kuristuksen jälkeen, [Pa]., Mitattu paine turbulenttisen kuristuksen jälkeen, [Pa]. Paine-ero, [Pa]. DFCU:n paine-ero, [Pa]. LS-säätimen minimipaine-ero, [Pa]. Hydraulimoottorin paine-ero, [Pa]. Hydraulipumpun paine-ero, [Pa]. Tilavuus, [m³]. Tilavuuden muutos, [m³]. Hydraulimoottorin kierrostilavuus, [m³/r]. Hydraulipumpun kierrostilavuus, [m³/r]. Tilavuus alkutilanteessa, [m³]. Tilavuusvirta, [m³/s]. DFCU:n tilavuusvirta, [m³/s]. Turbulenttisen kuristuksen mitattu tilavuusvirta, [m³/s]. _ Hydraulimoottorin todellinen tilavuusvirta, [m³/s]. _ Hydraulipumpun teoreettinen tilavuusvirta, [m³/s]. _ Hydraulipumpun todellinen tilavuusvirta, [m³/s]. _ ä Hydraulipumpun tilavuusvirtahäviöt, [m³/s]. Hydraulisylinterin tilavuusvirta, [m³/s]. Resistanssi, [ ]. Lämpötilan muutos, [ C]. Venttiilin avaus, [-].
vii Jännite, [V]. Havainnon lukuarvo. Aritmeettinen keskiarvo. Lämpölaajenemiskerroin, [1/ C]. Hydraulimoottorin suhteellinen kierrostilavuus, [-]. Hydraulipumpun suhteellinen kierrostilavuus, [-]. Dieselmoottorin kokonaishyötysuhde, [-]. Hydrostaattisen ajovoimansiirron kokonaishyötysuhde, [-]. _ Hydraulimoottorin hydraulismekaaninen hyötysuhde, [-]. _ Hydraulipumpun hydraulismekaaninen hyötysuhde, [-]. _ Hydraulimoottorin kokonaishyötysuhde, [-]. _ Hydraulipumpun kokonaishyötysuhde, [-]. _ Hydraulimoottorin volumetrinen hyötysuhde, [-]. _ Hydraulipumpun volumetrinen hyötysuhde, [-]. Mekaanisen vaihteiston kokonaishyötysuhde, [-]. Turbulenttisen kuristuksen purkautumiskerroin, [-]. Tiheys, [kg/m³]. Tiheys alkutilanteessa, [kg/m³]. Kulmanopeus, [rad/s].
viii TERMIT JA LYHENTEET Asetusarvo AKM-OBE Avoin hydraulijärjestelmä CAN-väylä CANopen Common rail DA-ohjaus DFCU DGPS/DGNSS DPF Droop ECU EGR IMU LS Järjestelmän tilan tavoitearvo. On-Board-Electronics. Hydraulipumppuun integroitu elektroninen säädin. Hydraulijärjestelmässä, jossa toimilaitteilta palaava hydraulineste johdetaan nestesäiliöön. Control Area Network. Ajoneuvoissa, koneissa ja teollisuuslaitteissa käytettävä automaatioväylä, johon liitetyt laitteet voivat viestiä keskenään. CAN-väylän protokollaperhe. Dieselmoottorin yhteispaineruiskutusjärjestelmä. The Automotive Drive and Anti Stall Control. Käyttömoottorin kierrosnopeudesta riippuvainen hydrostaattisen ajovoimansiirron säätötapa. Digital Flow Control Unit. Rinnankytkettyihin on/offventtiileihin perustuva digitaalihydraulinen tilavuusvirransäätöyksikkö. Differential Global Positioning System/Differential Global Navigation Satellite System. Differentiaalinen GPS-paikannusmenetelmä, jossa paikannuksen tarkkuutta parannetaan alueellisen korjaussignaalin avulla. Diesel Particulate Filter. Dieselmoottorien pakokaasujen sisältämää partikkelimäärää vähentävä suodatusjärjestelmä. Dieselmoottorin kierrosnopeuden laskeminen kuormituksen kasvaessa. Ilmoitetaan prosentteina kierrosnopeuden asetusarvosta. Engine Control Unit. Elektroninen moottorinohjainyksikkö. Exhaust Gas Recirculation. Dieselmoottorien typen oksidien vähentämiseen käytettävä pakokaasun takaisinkierrätysjärjestelmä. Inertial Measurement Unit. Elektroninen mittalaite, joka mittaa kiihtyvyyksiä ja kallistuskulmia. Load-Sensing. Kuormantunteva hydraulijärjestelmä, joka vähentää hydraulisia tehohäviöitä. Hydraulipumpun kierrostilavuus säätyy suurimman kuormanpaineen mukaiseksi.
ix LUDV Lastdruckunabhängige Durchflussverteilung. Kuormanpaineesta riippumaton tilavuusvirranjako. Kuormantuntevien järjestelmien venttiilirakenne, joka jakaa virtauksen toimilaitteille kuormituksesta riippumatta. PWM Pulse Width Modulation. Pulssinleveysmodulaatio. Modulointitapa, jossa kuorman jännitettä säädetään pulssisuhteella. PC/104 Standardi, joka määrittelee sulautetun PC:n emolevyn muototekijöitä sekä komponenttien välisen tiedonsiirtoväylän. Reaaliaikakäyttöjärjestelmä Järjestelmä, jonka on tietyn signaalin saatuaan kyettävä suorittamaan tehtävä määräajan kuluessa. SAE J1939 Raskaankaluston CAN-protokolla. SCR Selective Catalytic Reduction. Dieselmoottorien pakokaasujen sisältämien typen oksidien määrää vähentävä järjestelmä, jossa pakokaasujen sekaan ruiskutetaan urealiuosta. Steady state Tila, jossa järjestelmän muuttujat ovat saavuttaneet lopulliset arvonsa eivätkä siten muutu ajan suhteen. Suljettu hydraulijärjestelmä Hydraulijärjestelmä, jossa toimilaitteilta palaava hydraulineste johdetaan nestesäiliön sijaan takaisin hydraulipumpun imukanavaan. Toimintapiste Järjestelmän tila tietyllä ajanhetkellä. Ilmaistaan järjestelmän muuttujien arvojen avulla. Transienttitila Tila, jossa järjestelmän muuttujat eivät ole saavuttaneet lopullista arvoaan, vaan muuttuvat ajan suhteen. WLAN Wireless Local Area Network. Verkkolaitteiden välinen langaton lähiverkkotekniikka.
1 1 JOHDANTO Polttoaineenkulutus on yksi merkittävimpiä tekijöitä liikkuvien työkoneiden käyttökustannusten kannalta. Niinpä liikkuvien työkoneiden polttoaineenkulutuksen pienentämiseen on alettu kiinnittää yhä enemmän huomiota. Tutkimuspuolella energiankulutuksen pienentäminen onkin yksi keskeinen tutkimussuuntaus niin myös Tampereen teknillisen yliopiston Hydrauliikan ja automatiikan laitoksella. Liikkuvien työkoneiden toiminnot on usein toteutettu hydraulisesti. Hydrauliikka mahdollistaa suuren tehotiheyden, mutta järjestelmän kokonaishyötysuhde laskee helposti hyvin huonoksi, jos toimintapiste ei ole järjestelmän kannalta optimaalinen. Tässä työssä tutkitaan Tampereen teknillisen yliopiston Hydrauliikan ja automatiikan laitoksen M12-tutkimuskoneen energiankulutusta. M12-kone on vuonna 2012 rakennettu tutkimusalusta, jonka avulla tehdään muun muassa hydrostaattisen ajovoimansiirron ohjauksen ja digitaalihydrauliikan tutkimusta. Ajovoimansiirron ohjauksen sekä etukuormaimen digitaalihydraulisen tilavuusvirransäädön tutkimuksen yhtenä tavoitteena on energiankulutuksen pienentäminen. Tämän diplomityön tavoitteena on selvittää, miten hyvin energiankulutuksen pienentämisessä on onnistuttu M12-koneen kohdalla. Energiankulutuksen tutkiminen on jaettu kolmeen osa-alueeseen: Ajovoimansiirron ja etukuormaimen työhydrauliikan sekä kahden edellisen toiminnon yhtäaikaisen energiankulutuksen tutkimiseen. Ajovoimansiirron energiankulutusta tutkitaan siirtoajotestin avulla. Työhydrauliikan energiankulutusta tutkitaan työliikkeissä. Työliikkeet on jaettu liikkeisiin, jotka edellyttävät joko yhden tai kahden toimilaitteen aktiivista ohjausta. Ajovoimansiirron ohjauksen ja työhydrauliikan yhteisvaikutusta energiankulutukseen tutkitaan pyöräkuormaajalle ominaisissa työsykleissä. Tutkittavia työsyklejä on yhteensä kolme kappaletta. Energiankulutuksen tutkinta suoritetaan vertailumittausten avulla M12-koneen energiankulutusta verrataan vertailukoneen energiankulutukseen. Vertailukohdaksi valittiin Vilakone Oy:n valmistama kaupallinen Wille 655C monitoimikone, johon myös M12-kone perustuu. Koneiden mekaaninen rakenne on identtinen, samoin käyttömoottorit. Hydraulinen toteutus on kuitenkin hyvin erilainen. Tuotantokoneessa käytetään hydraulismekaanista ajovoimansiirron säätöä. Etukuormaimen työhydrauliikka on toteutettu kuormantuntevalla työpumpulla ja proportionaaliventtiileillä. M12-koneen ajovoimansiirron säätö sen sijaan on sähköhydraulinen. Työhydrauliikka koostuu sähköisellä kuormantunnolla varustetusta pumppu-moottorista sekä kahdeksasta DFCU:sta (Digital Flow Control Unit), joilla on toteutettu etukuormaimen sylinterien nelireunaohjaus. Tuotantokone varustettiin väliaikaisella mittausjärjestelmällä, joka koostui paineantureista sekä potentiometreistä, joilla mitattiin etukuormaimen asemaa. Mittaukset pyrit-
2 tiin suorittamaan mahdollisimman yhdenaikaisesti ja yhtenevillä liikeradoilla vertailtavuuden parantamiseksi. Kerätyn mittausdatan käsittely tapahtuu MathWork Matlab - laskentaohjelmistolla. Mittausdatan analysoinnin perusteella pyritään muodostamaan kuva polttoaineen- ja energiankulutuksen eroista. Lisäksi osoitetaan eroja koneiden hydrauliikan ja dieselmoottorin toiminnassa. Mittausdatan käsittely ja tulokset on jaettu kolmeen alilukuun tutkittujen osa-alueiden mukaisesti. Työn toisessa ja kolmannessa pääluvussa käsitellään mittausdatan analysoinnin ja liikkuvien työkoneiden hydraulijärjestelmien ymmärtämisen kannalta oleellista perusteoriaa. Teorialuvuissa käsiteltäviä aiheita ovat liikkuvien työkoneiden hydrostaattiset ajovoimansiirrot ja digitaalihydrauliikka. Neljännessä pääluvussa esitellään pääkohdat M12-koneen ohjaus- ja hydraulijärjestelmästä. Viidennessä luvussa käydään läpi vertailukoneena toimivan Wille 655C monitoimikoneen ja M12-koneen tärkeimmät erot sekä käytetty mittausjärjestelmä. Lisäksi esitellään vertailumittausten suoritustapa. Kuudes pääluku keskittyy mittausdatan käsittelyyn ja tuloksiin. Luku sisältää lisäksi käyttäjäkokemuspohjaisen vertailun koneiden toimintaeroista. Viimeisessä pääluvussa tehdään yhteenveto tuloksista ja pohditaan jatkotutkimusmahdollisuuksia M12-koneen energiankulutuksen pienentämiseksi.
3 2 HYDROSTAATTINEN AJOVOIMANSIIRTO Hydrostaattisessa ajovoimansiirrossa käyttömoottorin tuottama mekaaninen teho muunnetaan hydraulipumpun avulla hydrauliseksi tehoksi, joka kuljetetaan hydraulimoottorille, missä se muunnetaan takaisin mekaaniseksi tehoksi ja välitetään vetäville pyörille. Hydrostaattisessa ajovoimansiirrossa ulostulonopeutta voidaan säätää portaattomasti toisin kuin esimerkiksi käyttäessä mekaanista vaihteistoa. Lisäksi hydrostaattinen ajovoimansiirto mahdollistaa komponenttien vapaan sijoittelun, mikä on oleellista liikkuvissa työkoneissa, joissa pyritään mahdollisimman kompaktiin toteutukseen. Liikkuvien työkoneiden kannalta oleellinen etu on myös hydrauliikalle tunnusomainen suuri tehotiheys suhteellisen kevyillä ja pienillä komponenteilla saadaan välitettyä suuria tehoja. Hydrostaattinen ajovoimansiirto koostuu aina käyttömoottorista, hydraulipumpusta ja toteutustavan mukaan joko yhdestä tai useammasta hydraulimoottorista. Lisäksi järjestelmässä on turvallisuuteen ja käyttöikään vaikuttavia komponentteja, kuten paineenrajoitusventtiileitä ja suodattimia. 2.1 Hydrostaattisen ajovoimansiirron komponentit 2.1.1 Käyttövoimalähde Liikkuvissa työkoneissa yleisin käytetty voimanlähde on dieselmoottori. Hydrostaattinen ajovoimansiirto ei kuitenkaan rajoita käytettävää voimanlähdettä. Markkinoilta löytyy esimerkiksi useita haarukkatrukkeja, joissa hydrostaattisen ajovoimansiirron kanssa voimanlähteenä käytetään nestekaasumoottoria [1; 2; 3]. Kevyemmissä hydrostaattisella ajovoimansiirrolla varustetuissa työkoneissa käyttövoimanlähteenä käytetään dieselmoottorin sijaan usein myös bensiinimoottoria [4; 5; 6]. Dieselmoottorien puristussuhde, puristustilavuuden ja iskutilavuuden summan suhde puristustilavuuteen, on huomattavasti korkeampi kuin bensiinimoottorien puristussuhde. Tyypillisesti dieselmoottorin puristussuhde on luokkaa 18-24:1 ja bensiinimoottorin 8-14:1 riippuen tavasta, jolla polttoaine tuodaan sylinteriin [7]. Korkean puristussuhteen ansiosta dieselmoottorien termodynaaminen hyötysuhde on korkeampi kuin bensiinimoottorien [8]. Bensiinimoottorien puristussuhdetta rajoittaa epäsuotuisa nakutus, jossa ilma/polttoaine-seos syttyy palotapahtuman aikana sekä sytytystulpan toimesta että toisaalla sylinterissä itsestään palotapahtuman aiheuttaman paineen kohoamisen takia. Kahden palorintaman kohdatessa syntyy painepiikki. Seurauksena on laskenut teho ja mahdollisuus moottorivaurion syntymiseen. Dieselmoottorien puristussuhdetta taas rajoittaa mekaaninen kuormitus ja hyötysuhteen huonontuminen täydellä kuormituksella. [7] Dieselmoottorien palotapahtuma mahdollistaa suuren ahtopaineen, jolloin enemmän
4 polttoainetta voidaan polttaa yhden palotapahtuman aikana, ja dieselmoottorista saadaan suuri momentti jo matalalla kierrosnopeudella [8]. Dieselmoottorien korkea puristussuhde ja suuri momentti matalilla kierrosnopeuksilla aiheuttavat suuren mekaanisen kuormituksen, minkä takia dieselmoottorit ovat rakenteeltaan raskaampia kuin bensiinimoottorit [7; 8]. Dieselmoottorien palotapahtuma on hitaampi kuin bensiinimoottorien, mikä rajoittaa dieselmoottorien maksimikierrosnopeutta. Ajoneuvokäytössä dieselmoottorien maksimikierrosnopeus on tyypillisesti 2000 4000 kierrosta minuutissa, kun taas bensiinimoottorien maksimikierrosnopeus on tyypillisesti 6000 7000 kierrosta minuutissa. Matala maksimikierrosnopeus rajoittaa dieselmoottoreista saatavaa maksimitehoa suhteessa moottorin massaan, mistä johtuen dieselmoottorien tehotiheys on matala. Myös dieselmoottorien kylmäkäynnistysominaisuudet ovat huonommat kuin bensiinimoottoreilla. [8] Viime vuosina yksi keskeinen liikkuvien työkoneiden käyttömoottorien kehitystyötä ohjaava tekijä on ollut jatkuvasti tiukentuvat päästömääräykset. Euroopan parlamentti ja neuvosto antoi joulukuussa 1997 direktiivin 97/68/EC, jolla rajoitetaan jäsenvaltioiden alueella työkoneiden polttomoottorien kaasu- ja hiukkaspäästöjä [9]. Direktiivin 97/68/EC viimeisin muutos, direktiivi 2012/46/EU, on annettu joulukuussa 2012 [10]. Direktiiveissä määritellään aikarajat, joihin mennessä työkoneiden moottoreiden tulee täyttää vaaditut päästörajat typen oksidien (NO x ), hiilivetyjen (HC) ja partikkelien osalta. Direktiivin ensimmäinen vaihe astui voimaan 1. tammikuuta 1999. Tämänhetkiset voimassa olevat päästörajoitukset riippuvat käyttömoottorin tehosta taulukon 2.1 mukaisesti. Aiemmissa muutosdirektiiveissä 2004/26/EC ja 2011/88/EU määritellään jousto, jonka rajoissa konevalmistaja voi kuitenkin asentaa uuden vaiheen aikana rajallisen määrän edellisen vaiheen määräykset täyttäviä moottoreita [10]. Taulukko 2.1. Euroopan parlamentin ja neuvoston asettamat päästörajat liikkuvien työkoneiden polttomoottoreille vaiheissa IIIA - IV. teho (kw) 2009 2010 2011 2012 2013 2014 2015 2016 19 P < 37 IIIA 7,5 / 0,6 37 P < 56 IIIB 4,7 / 0,025 IIIA 4,7 / 0,4 56 P < 75 IIIB 3,3 / 0,025 75 P < 123 IIIA 4,0 / 0,3 IV 0,4 / 0,025 130 P < 560 IIIA 4,0 / 0,2 IIIB 2,0 / 0,025 vaihe, päästörajat (NOx+HC) / partikkelit (g/kwh) Vaiheiden IIIB ja IV moottoreissa partikkelien määrää pyritään vähentämään DPFsuodatusjärjestelmällä (Diesel Particulate Filter) [11]. DPF-suodatin poistaa pakokaasusta partikkeleita kuten nokea. Haittapuolena on pakokaasujärjestelmään aiheutuva vastapaine ja noen tukkiman pakokaasusuodattiman puhdistustarve joko vaihtamalla suodatin tai polttamalla noki pois suodattimesta muuttamalla pakokaasujen koostumusta väliaikaisesti. [8] Vaiheiden IIIB ( 56 kw) ja IV moottoreissa sekä osassa IIIA vaiheen moottoreista typen oksideja vähennetään käyttämällä pakokaasujen takaisinkierrätystä,
EGR (Exhaust Gas Recirculation) [11]. EGR-venttiilin avulla osa pakokaasuista kierrätetään takaisin imusarjaan ja sitä kautta sylinteriin ennen kuin palotapahtuma alkaa [8]. Dieselmoottorissa palotapahtuman aikana sylinterissä on aina ylimääräistä happea suhteessa paloprosessin tarpeeseen [7]. Typen oksideja syntyy kun typpi ja happi altistetaan korkealle lämpötilalle. Pakokaasujen kierrätyksellä vähennetään sylinterin täytöksessä ylimääräisen hapen osuutta ja lasketaan palotapahtuman lämpötilaa. Ahtoilman välijäähdytystä on aiemmin käytetty typen oksidien vähentämiseksi. [8] Vaiheen IV moottoreissa typen oksidien määrää vähennetään lisäksi SCR-järjestelmällä (Selective Catalytic Reduction) [11]. SCR-järjestelmässä pakokaasujen sekaan ruiskutetaan ureaa. Urea hajoaa pakokaasujen lämmön vaikutuksesta ammoniakiksi (NH 3 ) ja hiilidioksidiksi (CO 2 ). Ammoniakki pelkistää typen oksidit (NO x ) typeksi (N 2 ) ja vedeksi (H 2 O) SCRkatalysaattorissa. [7] Käytettävän urea-vesiliuoksen markkinanimi on adblue-liuos [12]. Kuvassa 2.1 on esitetty erään työkoneissa käytettävän dieselmoottorin simpukkakäyrästö, joka ilmaisee polttoainekulutuksen eri toimintapisteissä. Kulutuksen yksikkö on grammaa per kilowattitunti. Moottorin kierrosnopeus, momentti ja teho on esitetty prosentteina moottorin maksimitehon toimintapisteen arvoista. Maksimitehon toimintapiste on merkitty momenttikäyrälle ympyrällä. Oikeanpuoleiselle pystyakselille on piirretty muutamia vakiotehokäyriä. Tehokäyristä havaitaan, että polttoaineenkulutuksen minimoimiseksi osakuormalla vaadittu teho kannattaa tuottaa sellaisella kierrosnopeusalueella, jossa momentti on suurimmillaan. Käytännössä alue on siis aina huomattavasti pienempi kuin moottorin maksimikierrosnopeus. Kulutuksen kannalta optimaalisella kierrosnopeusalueella toimiminen ei kuitenkaan aina ole mahdollista. Esimerkiksi hydraulipumpulta vaadittu tilavuusvirta, joka on suoraan verrannollinen hydraulipumpun kierrosnopeuteen, saattaa vaatia suuremman kierrosnopeuden käyttöä. Perinteisesti tietyissä hydrostaattisella ajovoimansiirrolla varustetuissa järjestelmissä dieselmoottoria käytetään vakiokierrosnopeudella [13]. Tällaisessa tapauksessa dieselmoottorin kierrosnopeus asetellaan siten, että kierrosnopeus on momenttikäyrän laskevalla osalla. Kuvassa 2.1 momenttikäyrän laskeva osa alkaa maksimomentin jälkeen kierrosnopeudesta 60 prosenttia. Dieselmoottorin kuormituksen äkillinen kasvaminen johtaa kierrosnopeuden laskemiseen. Kun toimintapiste on momenttikäyrän laskevalla osalla, niin kierrosluvun laskiessa saadaan enemmän momenttia käyttöön, millä estetään moottorin sammuminen. Droop-prosentilla ilmaistaan, kuinka paljon dieselmoottorin kierrosnopeusasetuksen sallitaan laskevan, kun dieselmoottorin kuormitus muuttuu nollakuormituksesta täyteen kuormitukseen. Droop-prosentin tarkoitus on pitää dieselmoottorin kierrosnopeussäätö stabiilina kuormituksen vaihteluista huolimatta. [14] 5
6 Kuva 2.1. Simpukkakäyrästö erään työkonekäyttöön tarkoitetun dieselmoottorin polttoaineen ominaiskulutuksesta. Kulutuksen yksikkö on g/kwh. Muokattu lähteestä [15]. Dieselmoottoreiden polttoaineenkulutukseen ja päästöihin vaikuttaa suuresti tapa, jolla dieselmoottoria käytetään. Esimerkiksi pyöräkuormaajien työkierto sisältää runsaasti transientti- eli muutostilanteita, joissa dieselmoottorin momentti ja kierrosnopeus laskee tai kasvaa nopeasti. Transienttitilanteiden aikana polttoaineenkulutus voi jopa kaksinkertaistua ja typen oksidien ja hiilimonoksidin (CO) määrä nelinkertaistua steady state tilanteeseen nähden [16; 17]. Dieselmoottorin päästöihin ja kulutukseen vaikuttaa myös käytetty ruiskutustekniikka. Nykyaikaisessa yhteispaineruiskutusjärjestelmässä (englanniksi common rail) ruiskutussuuttimet on kytketty samaan korkeapainejakoputkeen (englanniksi rail), jolloin kaikkien sylinterien ruiskutussuuttimilla on yhtä suuri ruiskutuspaine. Common rail järjestelmässä ruiskutuspaineen tuottaminen ja ruiskutus on eriytetty toisistaan. Lisäksi ruiskutuspaine on säädettävissä dieselmoottorin kierrosnopeudesta riippumatta. Moottorinohjainyksikkö (englanniksi Engine Control Unit, ECU) laskee ruiskutettavan polttoainemäärän mukaan ruiskutuspaineen ja ruiskutuksen alkuhetken sekä ohjaa sähköisten ruiskutussuuttimien avautumista. Ruiskutuspaineen säädössä huomioidaan dieselmoottorin kierrosnopeus ja kuormitus. Ruiskutuspaineen säädöllä saadaan optimoitua il-
7 ma/polttoaine-seoksen sekoittuminen, jolloin saadaan vähennettyä päästöjä ja lisättyä tehoa. [14; 18] Korkeapainejakoputki toimii paineakkuna, jolloin ruiskutuspaineen tulisi teoriassa pysyä koko ruiskutuksen ajan vakiona ruiskutettavasta polttoainemäärästä riippumatta. Käytännössä näin ei kuitenkaan tapahdu, vaan ruiskutus saa aikaan paineja tilavuusvirtavärähtelyn, mikä aiheuttaa ongelmia todellisen ruiskutettavan polttoainemäärän määrittämisessä. [18; 19] 2.1.2 Hydraulipumppu Hydrostaattisessa ajovoimansiirrossa yhtenä komponenttina on aina hydraulipumppu, jonka tehtävä on muuntaa käyttövoimanlähteen tuottama mekaaninen teho, eli yhtälön (1) mukaisesti momentin [Nm] ja kulmanopeuden [rad/s] tulo, hydrauliseksi tehoksi. Hydraulinen teho on yhtälön (2) mukaisesti tilavuusvirran [m³/s] ja paine-eron [Pa] tulo. = (1) = (2) Hydraulipumpuissa esiintyy kuitenkin aina vuodoista ja kitkoista johtuvia häviöitä, jotka heikentävät pumpun kykyä muuntaa mekaaninen teho hydrauliseksi tehoksi. Hydraulipumpun tuottama teoreettinen tilavuusvirta saadaan laskettua yhtälöllä _ = (3) missä on pumpun suhteellinen kierrostilavuus pumpun maksikierrostilavuudesta [-], on pumpun geometrinen syrjäytystilavuus per kierros [m³] ja on pumpun kierrosnopeus [1/s]. Tilavuusvirtahäviöt kuitenkin pienentävät hydraulipumpusta saatavaa tilavuusvirtaa. Tilavuusvirtahäviöiden vaikutusta ilmaistaan pumpun volumetrisella hyötysuhteella, 0 _ 1, jolla ei ole yksikköä. Hydraulipumpun tuottama todellinen tilavuusvirta on _ = _ ä = _ _ (4) Hydraulipumpun kitkojen vaikutusta pumpun käyttämiseen tarvittavaan momenttiin ilmaistaan pumpun hydraulismekaanisella hyötysuhteella, 0 _ 1, jolla ei ole yksikköä. Pumpun käyttämiseen tarvittava todellinen momentti on _ = 2 _ (5) missä termi /2 on niin sanottu radiaanitilavuus. Hydraulipumpun kokonaishyötysuhde, 0 _ 1, on yhtä kuin volumetrisen ja hydraulismekaanisen hyötysuhteen tulo _ = _ _ (6) Hydraulipumpun käyttömoottorilta ottama mekaaninen teho on _ = _ _ (7) Yhtälö (7) voidaan edelleen kirjoittaa yhtälöiden (4) ja (6) avulla muotoon
8 _ = _ _ _ = _ _ (8) Volumetrinen hyötysuhde ei siis vaikuta hydraulipumpun mekaaniseen ottotehoon ainoastaan hydraulismekaanisella hyötysuhteella on vaikutusta. Yhtälöstä (8) nähdään, että mitä huonompi on hydraulismekaaninen hyötysuhde, sitä enemmän hydraulipumppu vaatii mekaanista tehoa hydraulisen tehon tuottamiseen. Yleisin ajovoimansiirroissa käytetty pumpputyyppi on säätötilavuuksinen aksiaalimäntäpumppu, jossa nimensä mukaisesti syrjäytyseliminä toimivat männät, jotka liikkuvat käyttöakselin suuntaisesti. Aksiaalimäntäpumput jaetaan rakenteen perusteella vinolevyisiin ja vinoakselisiin pumppuihin. Näistä kahdesta päätyypistä hydrostaattisissa ajovoimansiirroissa yleisempi on vinolevyinen rakenne. Ajovoimansiirtokäytössä vinolevyisen rakenteen tärkeimmät edut vinoakseliseen rakenteeseen nähden ovat koko ja massa sekä pumpun läpi tuleva käyttöakseli, mikä mahdollistaa pumppujen asentamisen peräkkäin. [20; 21] Kuvassa 2.2 on leikkauskuva eräästä suljetun hydraulipiirin vinolevyisestä aksiaalimäntäpumpusta. Kuvaan on numeroitu käyttöakseli (1), käyttöakselin mukana pyörivä sylinteriryhmä (2), männät (3), hydrostaattisesti laakeroidut liukukengät (4), vinolevy (5), vinolevyn säätösylinteri (6) ja säätösylinterin säädin (7). Jakolevy (8) erottaa sylinteriryhmän sylinterit matala- (9) ja korkeapainekanavista (10). Kuvan pumppu on tarkoitettu käytettäväksi ajovoimansiirron pumppuna ja siihen on lisäksi integroitu ajovoimansiirron apupumppu (11). Apupumpun imukanava on merkitty numerolla (12). Kierrostilavuuden muutos tapahtuu muuttamalla vinolevyn kulmaa, jolla vaikutetaan mäntien iskunpituuteen ja siten syrjäytystilavuuteen. Rakenne mahdollistaa portaattoman kierrostilavuuden säädön. [21; 22] Kuva 2.2. Leikkauskuva vinolevyisestä aksiaalimäntäpumpusta, johon on integroitu ajovoimansiirron apupumppu. Muokattu lähteestä [22].