Traktörlerde Hidrostatik Direksiyon Sistemi Tasarımı

Traktörlerde Hidrostatik Direksiyon Sistemi Tasarımı

TRAKTÖRLERDE HİDROSTATİK DİREKSİYON SİSTEMİ TASARIMI

Bu çalışma çerçevesinde traktörde “Ackerman Dönme Geometrisi” kriterine bağlı olarak direksiyon mekanizması ve buna ait hidrostatik tahrik sisteminin ve yardımcı hidrolik sistemin tasarımı, direksiyon uzuvlarının sonlu elemanlar yöntemi kullanılarak mukavemet analizlerinin yapılması, prototip imalatı , şartnamelere uygun olarak kurulan hidrolik bir düzenek yardımıyla test edilmesi ve seri imalatı konularında gerçekleştirilen uygulamaların özeti sunulmaktadır.
Traktörlerin ön iz genişlikleri ayar edilebilir olmalıdır.Bu, ayarlı rot kollarıyla sağlanmaktadır.Rot kollarının her pozisyonu için değişik bir mekanizma oluştuğundan her iz genişliği için emniyet parametresi de göz önünde bulundurularak mekanizmanın kinematik analizi yapılmalı ve sağlıklı dönüş için yukarıda bahsedilen dönme geometrisi kriterine bağlı kalınmalıdır. Şartnamelerde yer alan direksiyon simidi dönme sayısının da göz önünde bulundurulduğu bu çalışma sonunda kullanılacak, direksiyon ünitesi (orbitrol), direksiyon silindiri, direksiyon pompası gibi hidrolik ekipmanların da büyüklükleri ortaya çıkmaktadır.
Test çalışmaları kapsamında, traktörün direksiyon sisteminin ve ön aksının en fazla zorlandığı durum olan ön yükleyici ile yapılan çalışmalara ilaveten direksiyon mekanizmasının her sapma açısında, değişen kinematik pozisyona rağmen aynı basınç değerinde zorlanmasını sağlayacak şekilde tasarlanan bir hidrolik düzenek oluşturulmuştur.

Hidrostatik direksiyon sistemleri, direksiyon simidi ile direksiyon tekerleklerinin doğru yönlendirilmesini sağlayan direksiyon mekanizması arasında mekanik bağlantının olmadığı tamamen hidrolik tahrikli dümenleme sistemleridir. Traktör direksiyon sistemlerinin gelişim süreci içinde, 1910’lu yıllardan başlayarak tamamen mekanik tahrikli direskiyon sistemlerinden, 1950 ve 60’lı yılllarda hidrolik yardımcılı direksiyon sistemlerine ve günümüzde hidrostatik tahrikli direksiyon sistemlerine geçilmiştir. Bu gelişim, elektro hidrolik ve tamamen elektrikli dümenleme kontrolüne doğru ilerlemektedir.
Hidrostatik direksiyon sistemi temel olarak, genelde motordan tahrikli bir direksiyon pompası, direksiyon simidine akuple bir direksiyon valfi ve üzerinde direksiyon aktüatörünün (genelde hidrolik silindir ya da silindirler) de yer aldığı direksiyon mekanizmasından oluşur. Yağ rezervuarı olarak, kendinden tanklı bir pompanın tankı ya da traktörün merkez gövdesi diğer hidrolik devrelerle ortak tank olarak kullanılabilir (Şekil-1). Bunalara ilaveten traktörün hidrolik sistem kuruluşuna bağlı olarak, yüke duyarlı direksiyon valfleri, öncelik valfi, akış güçlendiriciler kullanılabilir. Bu bildiri de, uygulaması yapılmış olan, motordan hareketli kendi bağımsız pompasına haiz ve dolayısıyla öncelik ya da yüke duyarlılığı gerektirmeyen, açık merkezli reaksiyonsuz bir direksiyon valfinin kullanıldığı ve ortadan çift etkili ve çift rodlu tek silindirli ön aksa sahip direksiyon sistemi referans alınacaktır (Şekil.1).
İ
Hidrostatik direksiyon sistemlerinin diğer sistemlere göre en genel anlamda en önemli iki avantajından bahsedilebilir [1].
• Traktöre adapte edilmesindeki kolaylık,
• Düşük maliyet.
Bunların dışında , bu sistemlerin, direksiyon kontrolu sırasında büyük kas kuvveti gerektirmemeleri de özellikle “ön yükleyici” gibi traktörün tarımsal amaç dışında kullanıldığı ve çok sık manevra gerektiren uygulamalarda önemli bir avantaj olmaktadır.
Direksiyon Simidi
Direksiyon Valfi
Pompa
Direksiyon Silindiri

TASARIM KRİTERLERİ
Lastik tekerlekli traktörlerde ön aks düzeni için geçerli olan geometrik büyüklükler ve bunların aracın dönüş karakterine etkileri, motorlu taşıtlardakine benzer. Motorlu taşıtlarda olduğu gibi traktörler de dönüş sırasında Ackermann geometrisi de denilen ideal dönüş geometrisini sağlamalıdırlar. Yani dönemece giren bir traktörün dümenleme aksında (bizim için ön aks) dönemeç içinde kalan tekerlek (iç teker), dış tekerlekten daha küçük bir daire üzerinde yuvarlanacaktır. Dolayısıyla, idealde tekerlek düzlemlerinin dönüş dairelerine teğet oldukları düşünülürse, herhangi bir dönme yarıçapı için iç tekerin, dış tekerden daha fazla sapması gerekecektir (Şekil.2). Aksi halde direksiyon sisteminde istenmeyen kuvvet ve momentler ile fazla lastik aşınmaları oluşacaktır.

İç ve dış tekerlekler arsındaki ideal açısal sapma ilişkisi şöyledir (Şekil.2):
tan δi =L / x (1)
tan δo=L / (x + t) (2)
t / L=(1 / tan δo) - (1 / tan δi) (3)
Δδ = δoA - δo (4)
δi : iç teker sapma açısı
δo : gerçek dış teker sapması
δoA : ideal dış teker sapması (aracın iz genişliği ve aks aralığına bağlı Ackermann koşulu)
Δδ : direksiyon hatası.

Buradan iç ve dış teker arasındaki açısal ilişkinin, iz genişliğinin (t) aks aralığına (L) oranına bağlı olduğu görülmektedir.
Sağlıklı bir dönüş için bu ideal açıların gerçekleşmesi, tam olarak olmasa da, araçtan beklenen manevra cevabına göre belirlenen bir yaklaşıklıkla, iki tekerlek arasına kurulan mekanizmalar yardımıyla sağlanır (direksiyon mekanizmaları). Direksiyon mekanizması daha önce de söylendiği gibi, Ackermann koşulundan fazla uzaklaşmayacak şekilde iç tekeri, dış tekerden daha fazla saptırmalıdır. Dolayısıyla mekanizmayı oluşturan rod kollarının boyları ve uzaysal konumları önemlidir. Uygulama yapılan traktörün ön aks bölgesindeki hacimsel sınırlamalar da göz önüne alınarak, daha önce de bahsedildiği gibi ortadan tek silindirli, önden direksiyon kolu konfigürasyonuna çalışılmıştır [2] (Şekil.3).

Üzerinde çalışılan traktör iki farklı aks aralığı ve dört değişik iz genişliğine sahip bir traktördü. İz genişliği tarımsal uygulamalarda istenilen bir özelliktir. İhtiyaç duyulan ön aks iz genişliği teleskopik rot kolları kullanılarak yapılabilmektedir. Bu özelllikten dolayı Ackerman koşulunun her iz genişliği ve aks aralığı için belli bir yaklaşıklıkla (+/- 3°) sağlanabilmesi gerekmektedir. Bu yakınsama, Şekil-3’de gösterilen boyutsal parametreleri, mekanizmanın kinematik karakterine etkilerinin ağırlığını da düşünerek tekrar tekrar değiştirmekle sağlanabilir. Yapılan çalışmada bunun için hazırlanmış bir bilgisayar programından yararlanılmış ve optimal mekanizma boyut ve poziyonu yakalanmıştır [3]. Optimizasyon sırasında, oluşturulan her mekanizma için direksiyon hata eğrileri çıkarılmıştır. Ayrıca mekanizma emniyeti açısından iç tekereleğin istenen 55°’ye sapması sonucu, rot koluyla direksiyon kolu arasında oluşan açı da sürekli kontrol edilmiştir (Şekil.4). Emniyet açısından bu açının 15°’nin altına düşmemesi gerekmektedir [4]. Standart parçalar olan küresel mafsalların gireceği açı da , mafsalın üniversal hareket kapasitesinin aşılıp aşılmadığını anlamak için ve mekanizma verimi açısından gözlenmiştir. Ayrıca direksiyon spesifikasyonları , regülasyonlar [5,6] ve kullanılacak hidrolik komponentlerin (pompa, direksiyon valfi ve direksiyon silindiri) boyutlarının mevcut hacime yerleştirilebilirliği, hidrolik silindirle elde edilecek itme kuvvetlerinin, mekanizma uzuvları ve ön aks tarafından mukavemet sınırları içinde karşılanıp karşılanamayacağı açısından , silidirin loct-to-lock stroğu da (tam direksiyon turu) optimizasyon süresince izlenmesi gereken çıktılar arasında olmuştur.
Söz konusu spesifikasyonlarla, örneğin direksiyon turu sayısı ve direskiyon sertliği anlamına da gelen direksiyon turu süresi sınırlanmıştır (min 3 tur ve max 2,5 s). Bu değer, silindir çapı, kullanılacak direksiyon valfinin (orbitrol) deplasmanı ve pompa deplasmanı açısından bağlayıcıdır. Bu değerleri tuturmak için verilen uğraşta elde edilecek küçük stroklar, mühendisi büyük silindir çapı seçilmesine yönlendirecektir. Bu da, büyük direksiyonlama kuvvetleri ve direksiyon uzuvlarının et kalınlıklarının daha büyük olması, neticede hacimsel yer darlığı, imalat zorluğu, maliyet artışı ve görünümde kötülük gibi sonuçları doğuracaktır.
Şekil 4. MF 250 G hidrostatik traktör. Direksiyon hatası @ iz genişliği 1227 mm ve
standart aks aralığında

Bu şekilde,direksiyon geometrisi optimizasyon çalışmasının sonuçları, hidrostatik direksiyon sisteminin hidrolik hesaplarına girdi teşkil etmektedir. Bu hesaplar şöyle özetlenebilir:
Direksiyon kuvveti hesabı için;
Aşağıdaki eşitlikle (5) belirlenen, “W” yükü altında direksiyon tekerleklerini çevirmek için gerekli King-pin momenti “T” bilinmesi gerekmektedir (Şekil.5) 
T = W f ( b2/8+e2 )1/2 (5)
W=max . düşey yük (ön aks yükü)
f = effektif sürtünme katsayısı
b = nominal lastik genişliği
e = king-pin offset
Direksiyon momenti
king pin offset
Efektif sürtünme katsayısı
Şekil 5. King-pin momentinin belirlenmesi [1]
Gerekli direksiyon silindir pistonu itme kuvveti:
F= T / rmin (6)
rmin efektif direksiyon kolu uzunluğudur.
Üç olması gereken min direksiyon turu sayısı “n” ve direskiyon valfi deplasmanı “Cu”ya bağlı olarak silindir hacmi:
V = Cu . n (7)
Silindir stroğu “S” optimal direksiyon mekanizmasının kinematik analizinden çıkarılmıştı. Buradan (7) nolu eşitlik yardımıyla “V” hacmi ve sonuçta piston yüzey alanı “A” elde edilebilir. Bu yüzey alanı, direksiyon çalışma basıncında, (6) nolu eşitlikle hesaplanan gerekli direksiyon kuvvetini verebilmedir. Bu hesaplamadan çıkan sonuç ilk etapta kabaca D=2d kabulu ile silindir boyutlandırmasına geçilmesinde yardımcı olur.
Piston yüzey alanı “A” ve hidrostatik direksiyon devresinin emniyet valfi basınç değerleri direksiyon mekanizması ve bazı ön aks uzuvlarının mukavemet analizleri için temel teşkil etmektedir. Maximum direskiyon sapması konumunda, king-pin stopere dayanır. Bu durum emniyet valfinin açıldığı (140 bar) ve dolayısıyla max direksiyon kuvvetinin oluştuğu konumdur. Benzer durum direksiyon tekerleklerinin örneğin kaldırım taşı gibi bir engele takılması halinde de ortaya çıkar. Bu durumda oluşan kuvvet, bir emniyet faktörü ile çarpılır ve direksiyon uzuvlarının stress analizleri için esas olan değer elde edilir. Yapılan çalışmada mukavemet analizleri sürecini kısaltmak ve test sürecüne daha emin girebilmek için sonluı elemanlar yöntemiyle analiz yapan ANSYS 5.6™’dan yararlanılmıştır (Şekil.6).
Hesaplalamalar sonucu elde edilen sistemin hidrolik devre şeması Şekil.7’de gösterilmiştir. Direksiyon sisteminden geri dönen yağın bir PMV (pressure maintaining valve) üzerinden traktörün kuyruk mili (IPTO) kavrama paketinin sıkıştırılmasında kullanıldığı burada görülebilir.
direksiyon
valfi
maksimum güçdeki
motor devri
Yardımcı
hidrolik
direksiyon
Tandem pompa
filtre
emiş filtresi
(iç çap)
IPTO modülatör valfi
Şekil 7. Direksiyon sistemi devre şeması
Yapılan bu tasarım çalışmalarından sonra oluşturulan prototip, dizayn onayı alabilmesi için izleyen bölümde bazıları sıralanmış olan testlere tabi tutulur.

Hidrolik Direksiyon SİSTEMİ İLE İLGİLİ TESTLER
Direksiyon mekanizmasında kullanılan her elemanın kendi test sepsifikasyonlarının karşılanması haricinde bütün direskisyon elemanlarını içeren düzeneklerle de sistemin test edilmesi gerekmektedir.
Direksiyon mekanizmasının ön aksla birlikte komple testinde, dizayn kabul spesifikasyonlarında belirtilen cycle sayısında [8], nominal iz genişliğinde , direksiyon mekanizmasının ara sapma açılarında sürekli sabit olarak max çalışma basıncında (relief valve açma basıncında;140 bar) zorlandığı şartlar yaratılmaya çalışılmıştır. Testin amacı ekstrem çalışma koşullarında direksiyon mekanizması uzuvlarını zorlamaktır. Zorlayıcı direnç olan direksiyon momentini oluşturacak kuvvet king-pin’e, test edilen asıl mekanizmaya karşıt çalışan bir başka mekanizma yardımıyla uygulanmaktadır [8]. Bu test düzeneğinin kurulumundaki zorluk, her ara sapma açısında silindir “P” portunda sabit 140 bar basıncı elde etmek olmuştur. Direksiyon mekanizması her sapma açısı için farklı bir kinematik pozisyon aldığından kig-pin’den rot kolları yardımıyla direksiyon silindirine iletilen zorlayıcı kuvvetin değeri de sürekli değişmektedir. Dolayısıla, güç ünitesi tarafından üretilen bu kuvveti karşılayacak silindir basıncı da değişecektir. Farklı pozisyonlarda aynı sabit basıncı elde etmenin değişik yolları üzerinde düşünülmüştür. Düzeneğin kontrolünün mekanik mi, software kontrollü mü yoksa hard kontrol’lü bir sistem mi olması gerektiği üzerinde yapılan çalışmalar hayli zaman almıştır. Burada, farklı boyut ve mekanizmalara sahip iki hidrolik sistemin birbirlerine karşı senkron olarak çalıştırılması problemi ile karşılaşılmıştır. Açık kontrol sisteminin kullanılması durumunda, senkronizasyonun nasıl sağlanacağı, kurulum sonrası çok miktarda ayar ve hatta yanlış eleman seçildiğinin anlaşılması gibi ihtimalleri beraberinde getirebilir mi gibi soruları doğuran, birçok kabulü bünyesinde bulunduran , önceden tahmin edilmesi ve davranışları kestirilemeyen bir düzenek olacağına karar verilmiş ve açık kontrolden vazgeçilmiştir. Mekanik olmayacaksa böyle bir kontrol sisteminin geri beslememli kapalı kontrol olması gerektiği düşünülmüştür.Karşıt yükleyici (zorlayıcı) hidrolik sistem, direksiyon sistemine mekanik olarak bağlı olduğundan bir hız yani debi kontrolü (senkronizasyon) sorunu yaşanacağı öngörülmüştür. Bu kontrolün, direksiyon sistemi basıncını (140 bar) sabit tutmaya çalışarak sağlanabileceğinin çok yüksek bir ihtimal olduğuna karar verilmiştir. Yani bir “t” anı için direksiyon sistemi basınç değerinin, yükleyici sistemin kontrol ünitesine input edilmesi ve 140 bar’la karşılaştırılarak farkın yükleyici sistem tarafından kompanse edilmesi ve dolayısıyla direksiyon mekanizmasının 2,5 s’lik lock-to-lock hareketi boyunca sürekli max değerde zorlanarak hareket ettirilmesi mümkün gibi görünmüştür.Yani karşıt sistemin senkron bozukluğu sonucu oluşacak basınç dalgalanması sürekli okunup kompanse edildiğinden ayrıca bir debi kontrolüne gerek kalmayacağı fikri oluşmuştur. Zaten, aynı oransal valfle, aynı anda basınç ve debi kontrolünü istenilen değerlerde yapmak mümkün değil gibi bir yargıya varılmıştır.Belli bir valf açıklığına bağlı basınç ve debi karakteristiği ihtiyaç duyduğumuz değerlerin ikisini birden tatmin edemeyecekti. Ayrık olarak basınç ve debi kontrolü yapmaya kalkışırsak bu sefer de her kontrol valfinin basınç düşüş karakterinden dolayı basınç ve hız kontrolünün birbirini sürekli etkileyeceği kompleks bir fenomen oluşacaktı. Yani böyle bir problemde kuruluma geçmeden simulasyon yapılmasının gerekliliği ortaya çıkmıştır. Bunlar düşünüldüğünde gerek maliyet ve gerekse zaman kısıtlarından dolayı paragrafın başında da bahsedildiği gibi mekanik yollarla eş çalışma koşullarının yaratılmasına karar verilmiştir. Bunun için test edilecek direksiyon mekanizmasının aynısı, karşıt yükleyici mekanizma olarak kullanılmış ve esas direksiyon mekanizmasıyla aynı king-pin’e bağlanmıştır. Yani aynı kinematik karaktere sahip iki mekanizma birbirine karşı çalıştırılmıştır. Düzenek çalıştırıldığında belli bir yaklaşıklıkla basıncın sabit tutulabildiği gözlenmiştir.
Bu teste ilaveten, direksiyon sistemi Türkiye’de de yürürlüğe girmiş olan EEC 75/321’e göre direksiyon simidine uygulanan kas kuvvetinin mertebelerinin (steering effort test ) testlerle , sınırlar içinde olduğu görülmüştür [6] . Bu yönetmeliğe göre, düz, ileri konumdan başlayarak ,10 km/h hızla, 12m yarıçaplı bir dönüş dairesini sağlamak için gereken direksiyon kuvveti, pompa çalışmadığı halde 25 daN’u geçmemelidir. Bu manevranın süresi 8 s. ile sınırlandırılmıştır (Şekil.8,9). Aynı anda diğer sistemlerle muhtemel karşılıklı etkileşimleri yakalamak açısından motor çalışma ve rejim koşullarını temsil eden motor yağı sıcaklığı da izlenmiştir.

max direksiyon kuvveti hesabı1/2*(moment / yarıçap)max kuvvet [yaklaşık t=4s'de ]75 Nparkur eğimi0 (sıfır)vites/hız(N / 11 km/h'den)Test koşullarıMOTORçalışmıyortest parkuruasfaltdireksiyon simidi çapı0.345 mdireksiyon pompası24.6 ltr/min 2250 rpmarka ağırlık80 kgön lastik basıncı3.6 [kg/cm2]Traktör koşulları traktörtraktör ağırlığı max.ön ağırlık200 kgmanevra yarıçapı = 12 ( 75/321/E.E.C.) -2002040608010012014016018001234567zaman [ s ](4)-(3)-(5)-(6) için eksen-10-8-6-4-2024681012141618202224262830(2)-(1) için eksen2 motor yağı basıncı [
bar]4
direksiyon sapması [°]5
sol lastik hızı [
km/h]6 sağ lastik hızı [km/h]1 direksiyon simidi momenti [Nm]3 direksiyon hidrolik basıncı126543
Şekil 9. EEC 75/321’e göre “Steering Effort Test” sonuçları
Ayrıca traktör hareketsizken direksiyon sistemi basıç değişimleri de öngörülen değerler içinde kalınıp kalınmadığının kontrolü açısından direksiyon simidi sapmasına bağlı olarak izlenmiştir (Şekil.10).
Bu testlerin haricinde , traktörlerin tarımsal uygulamalar dışında , ön yükleyici (front loader) olarak da kullanıldığı gerçeği göz önünde bulundurularak , ön yükleyiciyle birlikte dizaynı yapılan direksiyon sistemine sahip bir traktör spesifikasyonlarda belirtilen süre dahilinde test edilmiştir [5].
Ayrıca, manevra performansının gözlemlendiği 8 hareket testi de araçlar açısından standart hale gelmiş testlerdendir (Şekil 11.).
Tarımsal uygulamaları temsil eden arazi testleri de sistemin genel kullanım ortamındaki performansını gözlemlemek açısından zorunlu testler arasındadır [8].

Emniyet parçalarından oluşan direksiyon sistemi, tasarım ve prototip imalatı aşamalarından sonra, yukarıda en genel anlamda bahsedilen testlerden, spesifikasyonlarda belirtilen olumsuzlukları göstermeden geçince dizayn onayı alabilecek ve pilot üretimi yapılabilecek performanstadır.
tam direksiyon turu( düz konum -sola - sağa ) -10-8-6-4-20246810-500-400-300-200-1000100200300400500direksiyon simidi sapması[°][1] direksiyon simidi momenti[ Nm ]-50-30-101030507090110130150direksiyon hidrolik sistem basıncıdüz konumsolsağTraktör koşullarıtraktörtraktör ağırlığı maxön ağırlık200 kgarka ağırlık80 kgön lastik basıncı3.6 [kg/cm2]direksiyon simidi çapı0.345 mdireksiyon pompası24.6 ltr/min 2250 rpmTest koşullarıMOTORÇALIŞIYOR (relanti)test parkuruasfaltparkur eğimi15° (arka önden daha yüksek)max direksiyon kuvveti hesabı1/2*(momet / yarıçap)max kuvvet [düz konumdan sola]8 Nmax kuvvet [soldan sağa]9 N
Şekil 10. Traktör hareketsizken, direksiyon hidrolik sistemindeki basıç değişimleri ve
direksiyon kuvveti ölçümü
"sekiz" manevrasında direksiyon sistemi din

KAYNAKLAR

II. ULUSAL HİDROLİK PNÖMATİK KONGRESİ VE SERGİSİ
[1] LILJEDAHL J.,TANQUIST P., SMITH D., HOKI M., “Tractors and Their Power Units”,ASAE,1996
[2] GILLESPIE, T.D. ,”Fundamentals of Vehicle Dynamics”, SAE, 1999
[3] DAĞDEVİREN, C., “Direksiyon Mekanizmalarının Kinematik Analizi”, İTÜ Y.Lisans Tezi,1999
[4] REIMPELL, J., “Fahrwerktechnik: Lenkunk”, Vogel, 1984
[5] Massey Ferguson ™ “Complete Tractor Spesification CTS 7000001”
[6] EEC 75/321 “Directive Relating to the Steering Equipment of Wheeled Agricultural or Forestry Tractors”,2000
[7] KULLUKÇU A., ÇORBACI F.K., DAĞDEVİREN C.,”Üç Silindirli Traktörlerde Emniyet Çerçevesi ve Direksiyon Sistemi Geliştirilmesi – Gelişme Raporu”, TTGV-034/T4 nolu Proje,2000-2001-09-12
[8] Massey Ferguson ™ “Corporate Test Spesification CTS 3020707”