KR100785325B1 - 엔진 직결식 트랙터의 ｐｔｏ 전동라인 및 상기 ｐｔｏ전동라인의 모형화 방법 - Google Patents

엔진 직결식 트랙터의 ｐｔｏ 전동라인 및 상기 ｐｔｏ전동라인의 모형화 방법 Download PDF

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김경욱
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재단법인서울대학교산학협력재단
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Abstract

본 발명은 트랙터의 공회전시 PTO 전동라인에서 발생하는 치타음을 저감하기 위하여, (ⅰ)엔진의 크랭크축에 연결되어 회전하는 플라이 휠, (ⅱ)상기 플라이 휠의 상기 엔진 반대 측에 배치되며, 상기 플라이 휠의 중심과 동심을 이루며 회전하는 허브 플레이트, (ⅲ) 상기 허브 플레이트의 내주 중심에 삽입되며, 상기 허브 플레이트와 동심을 이루며 회전하는 스플라인 허브, (ⅳ)상기 스플라인 허브의 외주와 상기 허브 플레이트 내주 사이에 개재되는 복수 개의 프리 댐퍼 스프링, (ⅴ)상기 스플라인 허브의 내주에 스플라인 결합되는 PTO 구동축, 및 (ⅵ)상기 PTO 구동축과 연결되는 PTO 변속부를 포함하는 엔진 직결식 트랙터의 PTO 전동라인을 개시한다.
또한, 본 발명은 치타음을 효과적으로 저감하기 위한 상기 비틀림 댐퍼의 최적 설계 변수 및 최적값을 결정하기 위하여 엔진 직결식 트랙터의 PTO 전동라인의 모형화 방법을 개시한다.
엔진 직결식 트랙터, PTO 전동라인, 치타음, 비틀림 댐퍼

Description

엔진 직결식 트랙터의 ＰＴＯ 전동라인 및 상기 ＰＴＯ 전동라인의 모형화 방법{Direct engine-driven PTO driveline of tractor and Method of modeling the same}
도 1a는 종래의 엔진 직결식 트랙터의 PTO 전동라인을 개략적으로 도시한 도면이다.
도 1b는 종래의 엔진 직결식 PTO 전동라인을 개략적으로 도시한 도면이다.
도 2는 도 1b의 A 부분을 확대한 단면도이다.
도 3은 본 발명의 일 실시예에 따른 엔진 직결식 트랙터의 PTO 전동라인을 개략적으로 도시한 도면이다.
도 4는 도 3의 B 부분을 확대한 단면도이다.
도 5는 도 4에 도시된 비틀림 댐퍼의 정면도이다.
도 6은 도 4에 도시된 비틀림 댐퍼의 단면도이다.
도 7은 본 발명의 일 실시예에 따른 엔진 직결식 트랙터의 PTO 전동라인을 모형화 한 도면이다.
도 8은 작동각에 따른 비틀림 댐퍼의 특성을 나타내는 그래프이다.
도 9는 본 발명의 일 실시예에 따른 비틀림 댐퍼의 비틀림 강성이 각속도 전달율에 미치는 영향을 도시한 그래프이다.
도 10은 본 발명의 일 실시예에 따른 비틀림 댐퍼의 히스테리시스 토크가 각속도 전달율에 미치는 영향을 도시한 도면이다.
도 11a 및 11b는 시간 영역 및 주파수 영역에서 본 발명의 일 실시예에 따른 PTO 전동라인에서의 플라이 휠과 제2 구동기어의 각속도를 비교한 그래프이다.
도 12a 및 12b는 시간 영역 및 주파수 영역에서 종래의 PTO 전동라인과 본 발명의 일 실시예에 따른 PTO 전동라인의 치타음을 비교한 그래프이다.
* 도면의 주요부분에 대한 부호의 간단한 설명 *
100: 비틀림 댐퍼 113: 스플라인 허브
115: 프리 댐퍼 스프링 116: 메인 댐퍼 스프링
118: 허브 플레이트 117: 리테이닝 플레이트
120: 디스크 플레이트 121a: 플라이 휠
130: PTO 구동축 140: PTO 축
삭제
190: PTO 변속부
본 발명은 엔진 직결식 트랙터의 동력취출장치(Power take off, PTO) 전동라인 및 상기 PTO 전동라인의 모형화 방법에 관한 것으로서, 더 상세하게는 엔진 직결식 트랙터의 공회전 중 PTO 전동라인에서 발생하는 치타음(rattle noise)을 저감할 수 있는 엔진 직결식 트랙터의 PTO 전동라인 및 상기 PTO 전동라인의 모형화 방 법에 관한 것이다.
트랙터는 각종 작업기와 트레일러를 견인하거나 구동하여 필요한 농작업을 수행하는 특수 목적의 차량이다. 이를 위하여 트랙터는 PTO 전동라인을 구비한다. PTO 전동라인은 트랙터로부터 로터리 경운기, 모어, 베일러 등 구동작업기로 동력을 전달하기 위한 것으로서 PTO축과 이를 구동하기 위한 동력전달장치로 이루어진다.
PTO 전동라인은 동력전달방식에 따라 변속기 구동형 PTO, 상시 회전형 PTO, 독립형 PTO 및 속도 비례형 PTO로 구분된다. 또한, PTO 전동라인은 엔진과의 연결방식에 따라 엔진 간접 연결식 PTO 및 엔진 직결식 PTO로 구분된다.
국내에서 생산된 트랙터는 대부분 엔진 간접 연결식 PTO를 채택하여 왔으나, 엔진 간접 연결식 PTO는 구조가 복잡하고 전동효율이 낮은 단점 뿐만 아니라, 부품수가 많으므로 생산 단가와 관리 비용이 높은 단점이 있다. 이러한 문제점을 해결하기 위하여 최근에는 엔진 직결식 PTO를 채택한 트랙터가 많이 생산되는 추세이다. 엔진 직결식 PTO는 PTO 전동라인을 단순화하여 생산 원가를 줄이고 전동 효율 측면에서 엔진 간접 연결식보다 약 6%의 향상 효과가 있다.
도 1a는 종래의 엔진 직결식 트랙터 전동라인을 개략적으로 도시한 도면이다. 도면을 참조하면, 엔진(1)에서 나온 동력 중 트랙터의 구동륜(Front wheel, Rear wheel)을 구동하는 데 쓰이는 동력은 클러치(2)와 변속기 입력 기어를 통하여 전후진 변속부(3)로 전달되고, 주변속부(4)와 부변속부(5)를 거쳐 차동장치(6)로 전달되고, 최종 감속기어(7)와 최종 구동축을 통하여 좌우 구동륜으로 전달된다. 반면, 트랙터의 PTO 축(11)을 구동하는데 쓰이는 동력은 굵은 점선으로 표시된 부분에 나타난 바와 같이, 중공축(8)내에 위치한 PTO 구동축(10)을 통하여 PTO 변속부(9)로 직접 전달되어 PTO 축(11)에 전달된다.
도 1b는 종래의 엔진 직결식 PTO 전동라인을 개략적으로 도시한 도면이고, 도 2는 도 1b의 A 부분을 확대한 단면도이다. 도면을 참조하면, 엔진의 크랭크 축과 연결된 플라이 휠(1a)에 PTO 구동축(10)이 직접 연결되어 있어서 엔진 출력이 분기되지 않고 PTO 구동축(10)을 통하여 직접 PTO 변속부(9)로 전달된다. PTO 변속부(9)는 2단 상시 물림 기어식으로 기어비는 561 rpm에서 11:49이고, 760 rpm에서 14:46이다. PTO 동력은 PTO 클러치(13)에 의해서 단속된다. 그러나, PTO 변속부(9)가 상시 물림 방식을 취하고 있기 때문에 PTO 클러치(13)를 연결하면 PTO 축(11)과 연결된 큰 감속비의 기어(14, 16 또는 15, 17)가 무부하 상태로 회전하게 된다. 무부하 상태로 회전하는 동안 토크 변동 때문에 구동기어(14, 15)와 피동기어(16, 17) 사이에서 치타음이 발생한다. 즉, 공회전시 엔진의 토크 변동에 의하여 PTO 변속부(9)의 구동기어(14, 15)와 피동기어(16, 17) 사이의 상대 각변위와 각속도가 변하기 때문에 구동기어(14, 15)와 피동기어(16, 17)가 서로 충돌하면서 치타음을 발생시킨다.
이러한 치타음은 트랙터 운전자의 건강을 해치고 불쾌감을 야기하는 바, 상기 치타음을 저감해야 할 필요성이 제기된다.
본 발명은 엔진의 플라이 휠에 비틀림 댐퍼를 장착하고, 상기 비틀림 댐퍼에 PTO 구동축을 연결함으로써 공회전시 PTO 전동라인에서 발생하는 치타음을 감소시킬 수 있는 엔진 직결식 트랙터의 PTO 전동라인을 제공한다.
본 발명은 (ⅰ)엔진의 크랭크축에 연결되어 회전하는 플라이 휠, (ⅱ)상기 플라이 휠의 상기 엔진 반대 측에 배치되며, 상기 플라이 휠의 중심과 동심을 이루며 회전하는 허브 플레이트, (ⅲ) 상기 허브 플레이트의 내주 중심에 삽입되며, 상기 허브 플레이트와 동심을 이루며 회전하는 스플라인 허브, (ⅳ)상기 스플라인 허브의 외주와 상기 허브 플레이트 내주 사이에 개재되는 복수 개의 프리 댐퍼 스프링, (ⅴ)상기 스플라인 허브의 내주에 스플라인 결합되는 PTO 구동축, 및 (ⅵ)상기 PTO 구동축과 연결되는 PTO 변속부를 포함하는 엔진 직결식 트랙터의 PTO 전동라인을 개시한다.
프리 댐퍼 스프링은 코일 스프링이며, 스플라인 허브의 중심을 기준으로 90도 간격으로 4개소에 배치될 수 있다. 프리 댐퍼 스프링에 의하여 스플라인 허브와 허브 플레이트 사이의 각속도 변화량이 완화된다. 그러므로 PTO 구동축으로 전달되는 각속도 변화량이 감소되어 치타음이 저감될 수 있다.
또한, 본 발명의 또 다른 측면에 의하면, (ⅰ)실린더, 커넥팅 로드, 크랭크 축 및 플라이 휠을 포함하는 엔진을 모형화하는 단계, (ⅱ)상기 플라이 휠에 연결되며, 스플라인 허브 및 댐퍼 스프링을 구비한 비틀림 댐퍼를 모형화하는 단계, (ⅲ)상기 스플라인 허브에 스플라인 결합하는 PTO 구동축을 모형화하는 단계, 및 (ⅳ)상기 PTO 구동축과 연결되는 PTO 변속부를 모형화하는 단계를 포함하며, 상기 엔진은 질량 관성 모멘트로 모형화되고, 상기 비틀림 댐퍼는 질량 관성 모멘트, 댐퍼 스프링의 비틀림 강성 및 댐퍼 스프링의 히스테리시스 토크로 모형화되는 엔진 직결식 트랙터의 PTO 전동라인의 모형화 방법을 개시한다.
이하에서는, 첨부된 도면들에 도시된 본 발명의 실시예를 상세히 설명한다.
도 3은 본 발명의 일 실시예에 따른 엔진 직결식 트랙터의 PTO 전동라인을 개략적으로 도시한 도면이다. 도면을 참조하면, 플라이 휠(121a)은 엔진(121)의 크랭크 축에 연결되고, 플라이 휠(121a)에는 비틀림 댐퍼(100)가 연결된다. 비틀림 댐퍼(100)에는 제1 PTO 구동축(131)이 연결되어 회전한다. 제1 PTO 구동축(131)은 커플링(135)을 통하여 제2 PTO 구동축(132)과 연결된다. 제2 PTO 구동축(132)은 PTO 클러치(136)를 통하여 제3 PTO 구동축(133)과 연결된다. 제3 PTO 구동축(133)은 커플링(137)을 통하여 PTO 변속부(190)와 연결된다.
PTO 변속부(190) 내에서는 다양한 기어 조합이 존재하나, 본 발명의 일 실시예에서는 감속용 제1 및 제2 구동기어(191, 192), 감속용 제1 및 제2 피동기어(193, 194), 슬라이드 커플링(194)을 구비한다. 상기 PTO 변속부(190)를 거친 동력은 최종적으로 PTO 축(140)을 통하여 외부로 전달된다.
도 4는 도 3의 B 부분을 확대한 단면도이다. 도면을 참조하면, 비틀림 댐퍼(100)는 플라이 휠(121a)의 오목부 중심에 연결되어 플라이 휠(121a)의 회전에 따라 함께 회전한다. 상기 비틀림 댐퍼(100)와 플라이 휠(121a)의 연결은 다양한 결합 수단, 예를 들면 결합 볼트(미도시)에 의하여 이루어질 수 있다. 비틀림 댐퍼(100)의 중심부에는 제1 PTO 구동축(131)이 연결된다. 플라이 휠(121a)은 엔 진(121)의 회전시 발생하는 토크 내지 각속도의 변화를 1차적으로 감소시키는 역할을 한다. 본 발명의 일 실시예에 따른 비틀림 댐퍼(100)는 상기 플라이 휠(121a)의 중심부에 형성된 오목부에 위치하므로 비틀림 댐퍼(100)를 장착하기 위한 별도의 설계 변경이 불필요하다.
종래에는 도 2에 도시된 바와 같이 제1 PTO 구동축(10)이 플라이 휠(1a)과 직접 연결되었으나, 본 발명에서는 도 4에 도시된 바와 같이 제1 PTO 구동축(131)이 비틀림 댐퍼(100)를 통하여 플라이 휠(121a)과 연결된다. 따라서, 종래에는 플라이 휠(1a)의 토크 변동이 제1 PTO 구동축(10)에 그대로 전달된 반면, 본 발명에서는 비틀림 댐퍼(100)로 인하여 플라이 휠(121a)의 토크 변동이 상당 부분 저감되어 제1 PTO 구동축(131)으로 전달된다.
도 5는 도 4에 도시된 비틀림 댐퍼의 정면도이고, 도 6은 도 4에 도시된 비틀림 댐퍼의 단면도이다. 도면을 참조하면, 비틀림 댐퍼(100)는 허브 플레이트(118), 디스크 플레이트(120), 리테이닝 플레이트(117), 스플라인 허브(113), 허브 플랜지(114), 프리 댐퍼 스프링(115), 및 메인 댐퍼 스프링(116)을 구비한다.
허브 플레이트(118)는 플라이 휠(121a)의 일 축(엔진 반대 측)에 배치되며, 플라이 휠(121a)의 축과 동심을 이루며 회전한다. 허브 플레이트(118)의 양측에는 디스크 플레이트(120)와 리테이닝 플레이트(117)가 배치된다. 디스크 플레이트(120)는 허브 플레이트(118)의 중심과 동심을 이루며, 허브 플레이트(118)로부터 엔진(121)쪽으로 이격되어 배치된다. 리테이닝 플레이트(117)는 허브 플레이트(118)의 중심과 동심을 이루며, 허브 플레이트(118)로부터 PTO축쪽으로 이격되어 배치된다. 디스크 플레이트(120)는 플라이 휠(121a)에 고정되며, 디스크 플레이트(120)는 리테이닝 플레이트(117)와 고정된다. 따라서, 플라이 휠(121a)이 회전하면 디스크 플레이트(120)와 리테이닝 플레이트(117)는 따라서 함께 회전하게 되고, 플라이 휠(121a)의 토크는 디스크 플레이트(120) 및 리테이닝 플레이트(117)에 그대로 전달된다.
상기 고정에는 다양한 고정 수단이 사용될 수 있다. 예를 들면, 디스크 플레이트(120)와 플라이 휠(121a)은 결합볼트에 의하여 고정될 수 있고, 디스크 플레이트(120)와 리테이닝 플레이트(117)는 결합 핀(119)에 의하여 고정될 수 있다.
반면, 허브 플레이트(118)는 디스크 플레이트(120)나 리테이닝 플레이트(117)와 직접 고정되지 않는다. 즉, 허브 플레이트(118)와 디스크 플레이트(120) 및 리테이닝 플레이트(117) 사이에는 메인 댐퍼 스프링(116)이 개재되어 디스크 플레이트(120) 또는 리테이닝 플레이트(117)와 허브 플레이트(118) 사이의 각속도 변화량을 완화시킬 수 있다. 메인 댐퍼 스프링(116)은 스플라인 허브(113)의 중심을 기준으로 90도 간격으로 4개가 배치되나, 본 발명의 보호범위는 이에 한정되지 아니함은 물론이다.
허브 플레이트(118)의 내주 중심부에는 스플라인 허브(113)가 배치된다. 스플라인 허브(113)는 허브 플레이트(118)와 동심을 이루며 회전한다. 스플라인 허브(113)는 허브 플레이트(118)와 직접 고정되지 않는다. 즉, 스플라인 허브(113)의 외주와 허브 플레이트(118)의 내주 사이에는 프리 댐퍼 스프링(115)이 개재된다. 구체적으로는 프리 댐퍼 스프링(115)은 스플라인 허브(113)의 중심을 기준으로 90도 간격으로 4개 배치된다. 프리 댐퍼 스프링(115)은 코일 스프링이며, 스플라인 허브(113)의 중심에 대한 접선(tangential) 방향으로 배치된다. 그럼으로써 스플라인 허브(113)와 허브 플레이트(118) 사이의 각속도 변화량을 완화시키는 역할을 수행한다. 도 5에는 프리 댐퍼 스프링(115)이 4개 배치되는 것으로 도시되어 있으나, 본 발명의 보호범위는 이에 한정되지 아니하며, 동일 간격으로 복수 개 배치되는 것이라면 모두 포함될 수 있다.
허브 플랜지(114)는 스플라인 허브(113)의 외주에 배치되며, 스플라인 허브(113)에 대한 디스크 플레이트(120) 및 리테이닝 플레이트(117)의 위치를 설정하여 주는 역할을 수행한다.
스플라인 허브(113)의 내부에는 제1 PTO 구동축(131)과 스플라인 결합을 위한 스플라인(미도시)이 형성되어 있다. 따라서, 스플라인 허브(113)와 제1 PTO 구동축(131)은 스플라인 결합되고, 스플라인 허브(113)의 토크 및 각속도는 그대로 PTO 구동축(130)에 전달된다.
이하에서는 본 발명의 일 실시예에 따른 비틀림 댐퍼(100)의 기능을 설명한다. 엔진(121)의 크랭크 축에 연결된 플라이 휠(121a)은 질량 관성 모멘트를 증가시켜 엔진(121)의 토크 변동을 완화시킨다. 플라이 휠(121a)의 토크는 디스크 플레이트(120) 및 리테이닝 플레이트(117)에 그대로 전달된다. 디스크 플레이트(120) 및 리테이닝 플레이트(117)에 전달된 토크는 메인 댐퍼 스프링(116)에 의하여 허브 플레이트(118)로 전달된다. 이때, 메인 댐퍼 스프링(116)은 프리 댐퍼 스프링(115)에 비하여 비틀림 강성이 훨씬 크므로 전동 토크가 큰 경우에 플라이 휠(121a)과 허브 플레이트(118) 사이의 토크 변동을 흡수하도록 설계된다.
허브 플레이트(118)로 전달된 동력은 프리 댐퍼 스프링(115)에 의하여 스플라인 허브(113)로 전달된다. 이때, 프리 댐퍼 스프링(115)은 전동 토크가 작은 경우에 무부하 공회전 상태에서 허브 플레이트(118)와 PTO 구동축(130) 사이의 토크 변동을 흡수하도록 설계된다. 즉, 비틀림 댐퍼(100)는 먼저 프리 댐퍼 스프링(115)이 작동하고, 작용 토크가 특정값을 초과하면 메인 댐퍼 스프링(116)이 작동함으로써 플라이 휠(121a)로부터 PTO 구동축(130)에 전달되는 토크의 변동율은 저감된다. 따라서, PTO 구동축(130)에 연결된 PTO 변속부(190)내의 구동기어와 피동기어 사이의 충돌 속도와 충돌력이 작아져서 치타음 발생이 저감된다.
한편, 본 발명의 일 실시예에 따른 비틀림 댐퍼(100)는 허브 플레이트(118), 스플라인 허브(113), 프리 댐퍼 스프링(115)만을 구비할 수도 있다. 이 경우, 허브 플레이트(118)는 플라이 휠(121a)과 직접 고정되고, 스플라인 허브(113)와 허브 플레이트(118) 사이에는 프리 댐퍼 스프링(115)이 개재된다. 플라이 휠(121a)로부터 허브 플레이트(118)로 그대로 전달된 토크는 프리 댐퍼 스프링(115)에 의하여 스플라인 허브(113)에 전달된다. 이때, 스플라인 허브(113)에서의 토크 변동율은 프리 댐퍼 스프링(115)에 의하여 저감된다. 따라서, PTO 구동축(130)에 연결된 PTO 변속부(190)내의 구동기어(191, 192)와 피동기어(193, 194) 사이의 충돌 속도와 충돌력이 작아져서 치타음 발생이 저감된다.
도 7은 본 발명의 일 실시예에 따른 엔진 직결식 트랙터의 PTO 전동라인을 모형화 한 도면이다. 모형화를 통하여 공회전시 PTO 전동라인에서 발생하는 치타 음의 발생 원인과 치타음 발생에 영향을 미치는 요인을 해석할 수 있다. 도면을 참조하면, PTO 전동라인의 모형은 엔진(121), 비틀림 댐퍼(100), PTO 구동축(130), 커플링, PTO 클러치 및 PTO 변속부(190)로 구성된다. 엔진(121)은 피스톤, 커넥팅 로드, 크랭크축, 플라이 휠(121a) 등을 하나의 집중 질량으로 한다.
엔진(121)은 실린더, 커넥팅 로드, 크랭크축 및 플라이 휠(121a)을 포함한 것으로, 엔진(121)의 설계 변수는 질량 관성 모멘트(Jf)이다. 엔진(121)의 질량 관성 모멘트는 3차원 모델링 소프트웨어를 이용하여 구할 수 있다. 본 발명의 일 실시예에 따른 엔진(121)의 질량관성 모멘트는 700000 ~ 800000 kg.mm2이고, 더 바람직하게는 774325.4(kg.mm2)이다.
본 발명의 일 실시예에 따른 비틀림 댐퍼(100)는 클러치 디스크로서, 메인 댐퍼 스프링(116)과 프리 댐퍼 스프링(115)을 구비할 수 있다. 비틀림 댐퍼(100)는 질량 관성 모멘트(Jtd), 비틀림 강성(f(θfd)), 및 히스테리시스 토크(h(θfd))로 모형화될 수 있다. 여기서, 비틀림 강성(f(θfd))은 프리 댐퍼 스프링(115) 및 메인 댐퍼 스프링(116)의 비틀림 강성이며, 히스테리시스 토크(h(θfd))는 프리 댐퍼 스프링(115) 및 메인 댐퍼 스프링(116)의 히스테리시스 토크이다. 이때, 치타음을 감소시키기 위한 비틀림 댐퍼(100)의 주요 설계 변수는 프리 댐퍼 스프링(115)의 비틀림 강성 토크와 히스테리시스 토크이다. 비틀림 댐퍼(100)의 다른 설계 변수로는 프리 댐퍼 스프링(115)과 메인 댐퍼 스프링(116)의 작동각이다. 프리 댐퍼 스프링(115)의 작동 범위는 -3 ~ 6°이고, 메인 댐퍼 스프링(116)의 작동 범위는 -10 ~ -3°, 6 ~ 14°로 설정하였다. 메인 댐퍼 스프링(116)의 +비틀림 강성, -비틀림 강성, +히스테리시스 토크와 -히스테리시스 토크는 각각 573, 286 N.m/rad, 5, 5 N.m로 설정하였다.
도 8은 작동각에 따른 비틀림 댐퍼의 특성을 나타내는 그래프이다.
비틀림 강성에 의한 토크는 작동 범위에 따라 수학식 1과 같이 표현된다.
Figure 112006060186607-pat00001
여기서,
Figure 112007062206669-pat00002
Figure 112007062206669-pat00003
: 프리 댐퍼 스프링(115)의 비틀링 강성,
Figure 112007062206669-pat00004
: 메인 댐퍼 스프링(116)의 +비틀림 강성,
Figure 112007062206669-pat00005
: 메인 댐퍼 스프링(116)의 -비틀림 강성,
Figure 112007062206669-pat00006
: 플라이 휠(121a)과 댐퍼 사이의 상대 각변위,
Figure 112007062206669-pat00007
: 댐퍼의 작동각이다.
히스테리시스 토크는 수학식 2와 같이 표현된다.
Figure 112006060186607-pat00008
Figure 112006060186607-pat00009
when ,
when
Figure 112006060186607-pat00010
,
Figure 112006060186607-pat00011
여기서,
Figure 112007062206669-pat00012
: 프리 댐퍼 스프링(115)의 히스테리시스 토크,
Figure 112007062206669-pat00013
: 메인 댐퍼 스프링(116)의 +히스테리시스 토크,
Figure 112007062206669-pat00014
: 메인 댐퍼 스프링(116)의 -히스테리시스 토크,
Figure 112007062206669-pat00015
: 플라이 휠(121a)과 비틀림 댐퍼(100) 사이의 상대 각속도이다.
PTO 구동축(130)은 비틀림 댐퍼(100)와 연결된 제1 PTO 구동축(131), 제1 PTO 구동축(131)과 연결된 커플링(135), 커플링(135)과 연결된 제2 PTO 구동축(132), 제2 PTO 구동축(132)과 연결된 PTO 클러치(136), PTO 클러치(136)와 연결된 제3 PTO 구동축(133)을 구비한다. 상기 PTO 구동축(130) 중 제1 PTO 구동축(131)은 질량관성 모멘트(Jpds), 비틀림 강성(Kpds) 및 비틀림 감쇠(Cpds)로 모형 화된다. PTO 커플링은 질량관성 모멘트(Jc)로서 모형화된다. 그리고, 제2 PTO 구동축(132)은 질량관성 모멘트(Kp2s), 비틀림 강성(Kp2s) 및 비틀림 감쇠(Cp2s)로서 모형화된다. PTO 클러치(136)는 질량관성 모멘트(Jcl)로서 모형화되며, 제3 PTO 구동축(133)은 질량관성 모멘트(Jp3s), 비틀림 강성(Kp3s) 및 비틀림 감쇠(Cp3s)로서 모형화된다. 도 7에는 3개의 구동축(131, 132, 133)으로 이루어진 PTO 구동축(130)을 도시하였으나, 이것은 일 실시예로서 당업자에게 다양한 변형 및 균등예가 존재할 수 있다.
PTO 변속부(190)는 상기 제3 PTO 구동축(133)과 연결되는 제1 구동기어(191), 제2 구동기어(192)를 구비하고, 상기 구동기어(191, 192)와 선택적으로 치합되는 제1 피동기어(193) 및 제2 피동기어(194)를 구비한다. 상기 PTO 변속부(190) 중 제1 구동기어(191), 제2 구동기어(192), 제1 피동기어(193) 및 제2 피 동기어(194)는 각각 질량관성 모멘트(J11, J14, J49, J46)로 모형화된다. 그리고, 제1 구동기어(191)와 제2 구동기어(192) 사이는 비틀림 강성(Ks)으로 모형화되고, 제1 구동기어(191)와 제1 피동기어(193) 사이는 메쉬 강성(Kg1)으로 모형화되며, 제2 구동기어(191)와 제2 피동기어(194)도 메쉬 강성(Kg2)으로 모형화된다.
도 7에 도시된 본 발명의 일 실시예에 따른 엔진 직결식 트랙터의 PTO 전동라인의 운동 방정식은 수학식 3과 같이 표현된다.
Figure 112006060186607-pat00016
여기서,
Figure 112006060186607-pat00017
은 질량 관성 모멘트 행렬,
Figure 112006060186607-pat00018
은 비틀림 감쇠 계수 행렬,
Figure 112006060186607-pat00019
은 비틀림 강성 행렬,
Figure 112006060186607-pat00020
은 각 요소의 각변위 벡터,
Figure 112006060186607-pat00021
는 토크 벡터를 나타낸다.
Figure 112006060186607-pat00022
Figure 112006060186607-pat00023
Figure 112006060186607-pat00024
Figure 112006060186607-pat00025
Figure 112006060186607-pat00026
Figure 112006060186607-pat00027
Figure 112006060186607-pat00028
도 9는 본 발명의 일 실시예에 따른 비틀림 댐퍼의 비틀림 강성이 각속도 전달율에 미치는 영향을 도시한 그래프이다. 상기 그래프는 프리 댐퍼 스프링(115)의 히tm테리시스 토크(htd1)를 각각 0.4, 0.6, 0.8, 1.0, 1.2, 1.5 N.m로 하고, 비틀림 강성(ktd1)을 5, 10, 20, 40, 60, 80 N.m/rad 으로 변화시켰을 때 플라이 휠(121a)과 제2 구동기어(192)의 각속도 전달율을 수식 3의 운동 방정식에 의하여 시뮬레이션한 결과이다.
도면을 참조하면, 히스테리시스 토크가 0.6 N.m 이하일 때는 강성이 증가함에 따라 일정 한계까지 전달율이 감소하였으나, 일정 한계를 지나면 전달율이 다시 증가하였다. 그러나, 히스테리시스 토크의 범위가 0.8 ~ 1.5 N.m 일 때는 강성이 증가할수록 전달율도 증가하였다. 상기 그래프로부터 전달율이 가장 낮을 때의 프리 댐퍼 스프링(115)의 비틀림 강성은 9 ~ 11 N.m/rad, 더 바람직하게는 10 N.m/rad 임을 알 수 있다. 즉, 프리 댐퍼 스프링(115)의 비틀림 강성이 10 N.m/rad 일 때, 각속도 전달율이 가장 작아서 비틀림 댐퍼(100)가 구동 기어로 전달되는 플라이 휠(121a)의 각속도 변동을 가장 효과적으로 감소시킴으로써 치타음을 저감하는 데 효과적이었다.
도 10은 본 발명의 일 실시예에 따른 비틀림 댐퍼(100)의 히스테리시스 토크가 각속도 전달율에 미치는 영향을 도시한 그래프이다. 상기 그래프는 프리 댐퍼 스프링(115)의 비틀림 강성(ktd1)을 각각 5, 10, 20, 30, 40, 50, 60 N.m/rad로 하고, 히스테리시스 토크(htd1)를 0.4, 0.6, 0.8, 1.0, 1.2, 1.5 N.m로 변화시켰을 때 플라이 휠(121a)과 제2 구동기어(192)의 각속도 전달율을 수식 3의 운동 방정식에 의하여 시뮬레이션한 결과이다.
도면을 참조하면, 비틀림 강성이 작은 경우에는 히스테리시스 토크가 증가함에 따라 전달율도 증가하였으나, 비틀림 강성이 큰 경우에는 히스테리시스 토크에 관계없이 전달율은 항상 일정하였다. 상기 그래프로부터 전달율이 가장 낮을 때의 프리 댐퍼 스프링(115)의 히스테리시스 토크는 0.4 ~ 0.6 N.m, 바람직하게는 0.4 N.m임을 알 수 있다. 즉, 프리 댐퍼 스프링(115)의 히스테리시스 토크가 0.4 N.m일 때, 각속도 전달율이 가장 작아서 비틀림 댐퍼(100)가 구동 기어로 전달되는 플 라이 휠(121a)의 각속도 변동을 가장 효과적으로 감소시킴으로써 치타음을 저감하는데 효과적이었다.
도 11a 및 11b는 시간 영역 및 주파수 영역에서 본 발명의 일 실시예에 따른 PTO 전동라인에서의 플라이 휠(121a)과 제2 구동기어(192)의 각속도를 비교한 그래프이다. 도 11a, 도 11b 및 후술할 도 12a, 도 12b의 그래프는 비틀림 강성이 10 N.m/rad, 히스테리시스 토크가 0.4 N.m인 프리 댐퍼 스프링(115)을 구비한 비틀림 댐퍼(100)를 실제 PTO 전동라인에 장착한 상태에서 플라이 휠(121a)과 제2 구동기어(192)의 각속도를 실제 측정한 값이다.
시간 영역에서 플라이 휠(121a)의 각속도 변동 폭은 6.0 rad/s, 구동 기어(191, 192)의 각속도 변동 폭은 1.0 rad/s로서 전달율은 0.17이었다. 주파수 영역에서는 플라이휠 각속도의 1.5차 조화 성분은 2.0 rad/s, 구동 기어(191, 192) 각속도의 1.5차 조화 성분은 0.38 rad/s로서 전달율은 0.19이었다.
도 12a 및 12b는 시간 영역 및 주파수 영역에서 종래의 PTO 전동라인과 본 발명의 일 실시예에 따른 PTO 전동라인의 치타음을 비교한 그래프이다.
최적의 비틀림 댐퍼(100)를 설치한 경우, 치타음의 원인이 되는 대부분의 피크가 사라졌으며, 주파수 영역에서도 도 12b에서와 같이 치타음을 구성하는 주파수 성분의 음압이 크게 낮아졌다는 것을 알 수 있다. 구체적으로 설명하면, 비틀림 댐퍼(100)가 없을 때 큰 음압이 나타난 3.49kHz, 7.6kHz, 12.6kHz는 피동 기어(193, 194)의 고유 진동수와 일치한다. 그러므로 종래에는 엔진(121)의 토크 변동에 의하여 구동기어(191, 192)와 피동기어(193, 194)의 상대 각속도가 증가하여 두 기어 사이에서 충돌이 일어나고, 이 때 구동기어(191, 192)가 피동기어(193, 194)로 전달하는 큰 충격력이 피동기어(193, 194)의 고유 진동수를 가진하여 피동기어(193, 194)의 고유 진동수에서 음압이 크게 나타남으로써 치타음이 발생하였다.
상기 최적화 된 비틀림 댐퍼(100)를 장착한 PTO 전동라인에서는 엔진(121)의 토크 변동이 감소하여 구동기어(191, 192)와 피동기어(193, 194)의 상대 각속도가 전달하는 충격력도 감소하여 피동기어(193, 194)의 고유 진동수에서 발생하는 음압도 감소됨으로써 치타음이 감소되었다는 것을 알 수 있다.
본 발명의 엔진 직결식 트랙터의 PTO 전동라인은 플라이 휠과 PTO 구동축을 비틀림 댐퍼를 이용하여 연결함으로써 트랙터의 공회전시 발생하는 치타음을 현저히 감소시킬 수 있다.
본 발명은 도면에 도시된 실시예를 참고로 설명되었으나 이는 예시적인 것에 불과하며, 본 기술 분야의 통상의 지식을 가진 자라면 이로부터 다양한 변형 및 균등한 다른 실시예가 가능하다는 점을 이해할 것이다. 따라서, 본 발명의 진정한 기술적 보호 범위는 첨부된 특허청구범위의 기술적 사상에 의하여 정해져야 할 것이다.

Claims (10)

  1. 엔진의 크랭크축에 연결되어 회전하는 플라이 휠;
    상기 플라이 휠의 상기 엔진 반대 측에 배치되며, 상기 플라이 휠의 중심과 동심을 이루며 회전하는 허브 플레이트;
    상기 허브 플레이트의 내주 중심에 삽입되며, 상기 허브 플레이트와 동심을 이루며 회전하는 스플라인 허브;
    상기 스플라인 허브의 외주와 상기 허브 플레이트 내주 사이에 개재되는 복수 개의 프리 댐퍼 스프링;
    상기 스플라인 허브의 내주에 스플라인 결합되는 PTO 구동축; 및
    상기 PTO 구동축과 연결되는 PTO 변속부를 포함하는 엔진 직결식 트랙터의 PTO 전동라인.
  2. 제1 항에 있어서,
    상기 프리 댐퍼 스프링은 상기 스플라인 허브의 중심을 기준으로 90도 간격으로 배치된 엔진 직결식 트랙터의 PTO 전동라인.
  3. 제1 항에 있어서,
    상기 프리 댐퍼 스프링은 코일 스프링이며, 상기 프리 댐퍼 스프링은 상기 스플라인 허브의 중심에 대한 접선 방향으로 배치되어 상기 스플라인 허브와 상기 허브 플레이트 사이의 각속도 변화량을 완화시키는 엔진 직결식 트랙터의 PTO 전동라인.
  4. 제1 항에 있어서,
    상기 허브 플레이트의 중심과 동심을 이루며, 상기 허브 플레이트로부터 상기 엔진쪽으로 이격되어 배치되는 디스크 플레이트; 및
    상기 허브 플레이트와 동심을 이루며, 상기 허브 플레이트로부터 상기 PTO 축쪽으로 이격되어 배치되는 리테이닝 플레이트;를 더 포함하며,
    상기 디스크 플레이트는 상기 플라이 휠에 고정되어 함께 회전하는 엔진 직결식 트랙터의 PTO 전동라인.
  5. 제4 항에 있어서,
    상기 디스크 플레이트 또는 상기 리테이닝 플레이트와 상기 허브 플레이트 사이의 각속도 변화량을 완화시키기 위하여, 상기 디스크 플레이트 또는 상기 리테이닝 플레이트와 상기 허브 플레이트 사이에 개재되는 메인 댐퍼 스프링;을 더 포함하는 엔진 직결식 트랙터의 PTO 전동라인.
  6. 제4 항에 있어서,
    상기 디스크 플레이트 또는 상기 리테이닝 플레이트는 상기 플라이 휠과 볼트에 의하여 고정되는 엔진 직결식 트랙터의 PTO 전동라인.
  7. 실린더, 커넥팅 로드, 크랭크 축 및 플라이 휠을 포함하는 엔진을 모형화하는 단계;
    상기 플라이 휠에 연결되며, 스플라인 허브 및 댐퍼 스프링을 구비한 비틀림 댐퍼를 모형화하는 단계;
    상기 스플라인 허브에 스플라인 결합하는 PTO 구동축을 모형화하는 단계; 및
    상기 PTO 구동축과 연결되는 PTO 변속부를 모형화하는 단계를 포함하며,
    상기 엔진은 질량 관성 모멘트로 모형화되고,
    상기 비틀림 댐퍼는 질량 관성 모멘트, 댐퍼 스프링의 비틀림 강성 및 댐퍼 스프링의 히스테리시스 토크로 모형화되는 엔진 직결식 트랙터의 PTO 전동라인의 모형화 방법.
  8. 제7 항에 있어서,
    상기 비틀림 댐퍼는 클러치 디스크이며, 상기 댐퍼 스프링은 메인 댐퍼 스프링 및 프리 댐퍼 스프링을 구비하는 엔진 직결식 트랙터의 PTO 전동라인의 모형화 방법.
  9. 제8 항에 있어서,
    상기 PTO 구동축은 상기 비틀림 댐퍼와 연결된 제1 PTO 구동축, 상기 제1 PTO 구동축과 연결된 커플링, 상기 커플링과 연결된 제2 PTO 구동축, 상기 제2 PTO 구동축과 연결된 PTO 클러치, 상기 PTO 클러치와 연결된 제3 PTO 구동축을 구비하며,
    상기 PTO 변속부는 상기 제3 PTO 구동축과 연결되는 제1 및 제2 구동기어, 상기 제1 및 제2 구동기어와 선택적으로 치합되는 제1 및 제2 피동기어를 구비하며,
    상기 PTO 구동축은 상기 제1 PTO 구동축의 질량관성 모멘트, 비틀림 강성 및 비틀림 감쇠, 상기 PTO 커플링의 질량관성 모멘트, 상기 제2 PTO 구동축의 질량관성 모멘트, 비틀림 강성 및 비틀림 감쇠, 상기 PTO 클러치의 질량관성 모멘트, 상기 제3 PTO 구동축의 질량관성 모멘트, 비틀림 강성 및 비틀림 감쇠로 모형화되고,
    상기 PTO 변속부는 상기 제1 구동기어의 질량관성 모멘트, 상기 제2 구동기어의 질량관성 모멘트, 상기 제1 피동기어의 질량관성 모멘트, 상기 제2 피동기어의 질량관성 모멘트, 상기 제1 구동기어와 제2 구동기어 사이의 비틀림 강성, 상기 제1 구동기어와 상기 제1 피동기어의 메쉬 강성, 상기 제2 구동기어와 상기 제2 피동기어의 메쉬 강성으로 모형화되는 엔진 직결식 트랙터의 PTO 전동라인의 모형화 방법.
  10. 제9 항에 있어서,
    상기 엔진의 질량 관성 모멘트가 700000 내지 800000 kg.mm2이고, 상기 프리 댐퍼 스프링의 작동각이 -3 내지 6도 일때,
    상기 비틀림 댐퍼의 프리 댐퍼 스프링에 대한 비틀림 강성은 9 내지 11 N.m/rad이고, 상기 비틀림 댐퍼의 프리 댐퍼 스프링에 대한 히스테리시스 토크는 0.4 내지 0.6 N.m인 엔진 직결식 트랙터의 PTO 전동라인의 모형화 방법.
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