let. - vol. 46
C20003
št. - no. 5
STROJNIŠKI
VESTIMIK
JOURNAL OF MECHANICAL ENGINEERING
strani - pages 263 - 328
ISSN D039-24B0    .    Stroj V    .    STJVAX
cena BOO SIT
1	ra	Ojačanje krmilnega ventila s poligonsko pretočno značilnico Gain of a Control Valve with Polygonal Flow Characteristics
1	m	Prerotacijski tok na vstopu v radialni Prerotation Flow at the Entrance to a Radial Impeller
1	m	Novo biorazgradljivo splošno traktorsko transmisijsko olje na osnovi oljne repice A New Biodegradable Universal Tractor Transmission Oil Based on Rapsead Oil
1	El	Numerična analiza kazalnikov izkoristka nosilnosti cestnih vozil Numerical Analysis of the Capacity-Exploitation Parameters of Road
		Vehicles
1	m	Šolski robot SLR 1 500 - razvoj in simulirni program The SLR 1 500 Training Robot -Development and Simulation Program
1	m	Analiza poškodbe cevovoda iz nerjavnega jekla Analysis of a Stainless Steel Pipeline Failure
© Strojni{ki vestnik 46(2000)5,263
Mese~nik
ISSN 0039-2480
© Journal of Mechanical Engineering 46(2000)5,263
Published monthly ISSN 0039-2480
Vsebina
Contents
Strojni{ki vestnik - Journal of Mechanical Engineering letnik - volume 46, (2000),  {tevilka - number 5
Razprave
Bajsič, I., Bobič, M.: Ojačanje krmilnega ventila s
poligonsko pretočno značilnico                         264
Predin, A., Biluš, I.: Prerotacijski tok na vstopu v
radialni rotor                                                    276
Ploj, T., Kržan, B., Bedenk, J., Feldin, M.: Novo biorazgradljivo splošno traktorsko transmisijsko olje na osnovi oljne repice                                 291
Kolenc, J., Smerdu, I., Petelin, S.: Numerična analiza kazalnikov izkoristka nosilnosti cestnih vozil                                                               302
Uriček, J., Poppeova, V., Zahoransky, R.: Šolski robot SLR 1500 - razvoj in simulirni program                                                         309
Razprave v slovenščini
Kmetic, D., Celin, R.: Analiza poškodbe cevovoda
iz nerjavnega jekla                                        318
Poročila                                                               322
Strokovna literatura                                            323
Osebne vesti                                                        326
Navodila avtorjem                                               327
Papers
Bajsič, I., Bobič, M.: Gain of a Control Valve with Polygonal Flow Characteristics
Predin, A., Biluš, I.: Prerotation Flow at the Entrance to a Radial Impeller
Ploj, T., Kržan, B., Bedenk, J., Feldin, M.: A New Biodegradable Universal Tractor Transmission Oil Based on Rapsead Oil
Kolenc, J., Smerdu, I., Petelin, S.: Numerical Analysis of the Capacity-Exploitation Parameters of Road Vehicles
Uriček, J., Poppeova, V, Zahoransky, R: The SLR 1500 Training Robot - Development and Simulation Program
Papers in Slovenian
Kmetic, D., Celin, R.: Analysis of a Stainless Steel Pipeline Failure
Reports
Professional Literature
Personal Events
Instructions for Authors
stran 263
glTMDDC
© Strojni{ki vestnik 46(2000)5,264-275   © Journal of Mechanical Engineering 46(2000)5,264-275
ISSN 0039-2480                                                                                                                        ISSN 0039-2480
UDK  62-33:621.646.2                                                                                              UDC  62-33:621.646.2
Izvirni znanstveni ~lanek (1.01)                                                                      Original scientific paper (1.01)
Oja~anje krmilnega ventila s poligonsko preto~no zna~ilnico
Gain of a Control Valve with Polygonal Flow Characteristics
Ivan Bajsi} - Miha Bobi~
Namen prispevka je prikazati pretočno značilnico, ki ima dobre lastnosti dveh standardnih značilnic krmilnih ventilov. Pretočne značilnice so primerjane glede na njihovo ojačanje. Izdelana je primerjava med vsemi tremi pretočnimi značilnicami in različnimi možnostmi izbire temena poligonske pretočne značilnice. Izračunane vrednosti so eksperimentalno ovrednotene. Dinamične lastnosti pretočnih značilnic so prikazane s simuliranjem prenosne funkcije sklenjene krmilne zanke. Matematični model, uporabljen za simuliranje prehodne funkcije na skočno motnjo, je izbran iz literature [5] in načrtuje prehodno funkcijo prvega reda. © 2000 Strojniški vestnik. Vse pravice pridržane.
(Ključne besede: značilnice pretočne statične, značilnice statične poligonalne, ventili krmilni, ojačitve ventilov)
The aim of the paper is to show the flow characteristics which have the advantages of two standard characteristics of the control valves. The flow characteristics were compared in terms of their gain. During the evaluation all three flow characteristics were compared as well as the possibility of choosing the vertex point of the polygonal characteristics. The results were evaluated using experimental methods. Dynamic characteristics were displayed by the means of the closed-loop response simulation. A mathematical model for the simulation of transfer function has been chosen from the literature [5] and anticipates the response of the first order lag.
© 2000 Journal of Mechanical Engineering. All rights reserved. (Keywords: static flow characteristics, polygonal characteristics, control valve, valve gain)
0 UVOD
Velika težava pri krmilnih sistemih s prenosnikom toplote je uporaba krmilnih ventilov s sorazmerno statično pretočno značilnico, saj izvedba te značilnice, v nasprotju z linearno, terja zelo dolge gibe ventilov. To pomeni daljše izvajalne čase in zato počasnejši odgovor sistema. Teže je tudi doseči večje krmilno razmerje. Zaradi tega se je pri teh sistemih pojavilo prizadevanje po uporabi krmilnih ventilov z linearno statično pretočno značilnico. Problem nastane pri krmiljenju manjših pretokov tekočin zaradi izredno velikega ojačenja te značilnice pri majhnih gibih. Ker je ojačenje na izvršilnem členu zelo veliko, je zato tudi ojačenje vsega sistema veliko. Sistem postane nestabilen, zato se pojavijo nihanja pri krmiljeni veličini npr. temperaturi. Problem še ne bi bil tako velik, če se ne bi s temi nihanji pojavila nihanja v pretoku tekočin, kar pomeni nenehno odpiranje in zapiranje ventila ter pogona. To jima zmanjša dobo trajanja, saj je doba trajanja teh naprav odvisna od števila gibov in ne toliko od staranja materiala.
0 INTRODUCTION
The greatest problem with heat-exchanger control systems is the use of control valves with proportional static-flow characteristics, because they require very long spindle travels, when compared to valves with linear-flow characteristics. This causes longer execution times and therefore a slower system response. It is also harder to reach a larger control ratio. As a result of these problems, there was a tendency to use valves with linear-fluid-flow characteristics in such systems. Problems occur when controlling the small flows, due to a very large gain during the initial part of the valve’s travel. Large valve gain results in a large gain of the whole control loop, and the system becomes unstable because of large system gain which causes the control values i.e. the temperature to oscillate. The problem is made worse because the fluid flow starts to oscillate too, which results in frequent opening and closing of the valve and actuator. The expected useful life of the valve is therefore reduced, because the service life does not depend much on the materials’ ageing, but on the number of working cycles.
grin^(afcflM]SCLD
^BSfirTMlliC |        stran 264
I. Bajsi} - M. Bobi~: Oja~anje krmilnega ventila - Gain of a Control Valve
Za rešitev tega problema, izvedbe nespremen-ljivega ojačenja ventila v celotnem gibu krmilnega ventila, ali vsaj nižje ojačenje pri manjših gibih, ob hkratnem kratkem gibu ter velikem krmilnem razmerju je bila uporabljena poligonska pretočna značilnica ventila.
1 MATEMATIČNI MODEL
Najprej je treba poznati ojačenje ventila [3]. Tega definiramo kot odvod prostorninskega toka tekočine po relativnem gibu:
The solution to this problem - a valve with constant gain through the whole valve travel or at least lower gain by smaller travels, while keeping short travels and a large control ratio - is the use of polygonal valve characteristics.
1 MATHEMATICAL MODEL
First, we have to determine the valve gain [3]. This is defined as the differential between volume fluid flow and relative travel:
Kv =
dq dX
(1).
Zapis pove, za koliko se bo spremenil pretok ob spremembi giba ventila. V našem primeru lahko vzamemo relativne vrednosti. Ob upoštevanju linearne pretočne značilnice [4]:
It shows the change of flow when the valve travel is being changed. Our example allows for relative values. Considering the linear-flow characteristics, [4]:
F=1--X+-
R         R
in sorazmerne pretočne značilnice [4]:
and the proportional-flow characteristics, [4]:
1 F=     eX ln
R
(2)
(3),
dobimo za linearno pretočno značilnico, z upoštevanjem mere linearnosti a, ojačenje krmilnega ventila:
the linear-flow characteristics have the following control valve gain with respect to authority a:
Kv = a< a + (1-a) za sorazmerno pretočno značilnico pa:
Kv = a\ a + (1-a)
1- 1   X + 1 R J       R
(4)
(5).
Oba poteka ojačenj za nespremenljivo krmilno razmerje R = 50 in tri različne mere linearnosti (a = 1, a = 0,5 in a = 0,1) sta prikazana na sliki 1. Slika prikazuje povečanje ojačenja pri manjšem gibu in pri linearni pretočni značilnici. Čim manjša je mera linearnosti, tem večje je ojačenje pri manjšem gibu.
Iz omenjenega izhaja zamisel o značilnici, ki bi bila v svojem spodnjem gibu podobna sorazmerni pretočni značilnici, v zgornjem pa linearni. Zato je nujno potreben prelom značilnice, oziroma pretočna značilnica mora imeti dve različni strmini. Teoretično bi lahko prelom, tj. točko temena, določili iz presečišča ojačenja linearne in sorazmerne pretočne značilnice z iskanjem ničel v enačbi:
and for the proportional flow characteristics:
- 3
XlnR     I      lnR eblR
Jj    R
Both the gain characteristics calculated on the basis of the constant control ratio R = 50 and the three different authority (a = 1, a = 0.5 and a = 0.1) are shown in Fig. 1. There you can see the gain growth with the small travel of the linear-flow characteristics. A smaller authority results in a larger gain at the beginning of the valve’s travel.
The above mentioned leads to the possibility of flow characteristics which would be proportional in the lower and linear in the upper part of the travel. Therefore, it is necessary to determine the break point of the characteristics i.e. the flow characteristics should have two different gradients. Theoretically the break point - the vertex point of the flow characteristics -could be determined by calculating the intersection point of the linear- and proportional-gain characteristics by finding the zeros of the equation:
0 = \a + (1-a)
			
1-		X+	
	R		R\
R
a +(1-a)
ln R
R;a^0
(6).
Ničle so predstavljene za različna krmilna razmerja in mere linearnosti v preglednici 1 ter slikah 2 in 3.
Zeros calculated on the basis of different control ratios and different authority are shown in table 1 as well as Fig. 2 and 3.
gfin^OtJJlMISCSD
00-5
stran 265        |^BSSITIMIGC
I. Bajsi} - M. Bobi~: Oja~anje krmilnega ventila - Gain of a Control Valve
4
linearna značilnica linear characteristic
sorazmerna značilnica proportional characteristic
Kv
2
0
0
0,2
0,4
0,6
0,8
r  a=0,5 a=0,1
1,0
X

Sl. 1. Ojačenje sorazmerne in linearne pretočne značilnice K v odvisnosti od relativnega giba ventila X Fig.1. Gain of proportional and linear-flow characteristics Kv with respect to the relative valve travel X
Preglednica 1. Točke temena poligonske pretočne značilnice Table 1. Vertex points of the polygonal-flow characteristics
R                      a	1	0,8	0,6	0,4	0,2	0,1
100	1	0,636	0,6	0,545	0,467	0,39
50	1	0,615	0,576	0,505	0,4355	0,358
30	1	0,597	0,557	0,503	0,414	0,335

0,65 0,60			^^^
		/	^
0,55		x /	
0,50	,-	.^	
X k    0,45			
0,40	/ ¦      /		
0,35			
0,2
0,4
0,6
0,8
Sl. 2. Točke temena Xk poligonske pretočne značilnice, značilnice za različne mere linearnosti a in krmilno
razmerje R=50 Fig. 2. Vertex points X of the linear-flow characteristics at different authorities a and the control ratio of
R=50
Za mero linearnosti a = 1 je povsem primerna linearna pretočna značilnica, kar pomeni, da je najbolj primeren izbor temena v točki Xk = 1.
The linear flow characteristic fits perfectly for authority a = 1, which means that the vertex point of Xk = 1 is the most appropriate.
VBgfFMK
stran 266

0
I. Bajsi} - M. Bobi~: Oja~anje krmilnega ventila - Gain of a Control Valve
0,60
0,59
0,58
X k    0,57
0,56
0,55
20
40
60
80
100
R
Sl. 3. Točke temena Xk značilnice za različna krmilna razmerja R in mero linearnosti a = 0,6 Fig. 3. Vertex points Xk of the characteristics at different control ratios R and authority a=0.6
S slike 2 je razvidno, da se gib v točki temena povečuje skoraj linearno z naraščajočo mero linearnosti.
Tudi slika 3 prikazuje povečevanje giba v točki temena s povečanim krmilnim razmerjem. Določitev temenske točke po tem načinu imenujmo 1. metoda. V praksi pa sta se uveljavili dve drugačni merili za določevanje točke temena poligonske pretočne značilnice [1]:
-    2. metoda -* merilo nespremenljivega krmilnega razmerja,
-    3. metoda -> merilo nespremenljivega ojačenja.
Potek poligonske pretočne značilnice lahko zapišemo z naslednjo enačbo [1]:
As shown in Fig. 2 the travel at the vertex point becomes almost linear with the growing authority.
Fig. 3 also shows the increase of the travel in the vertex point when the control ratio grows. Determination of the vertex point using the above calculation is called the 1st method. Two other ways of determining the vertex point of the polygonal flow characteristics were proved in praxis, [1]:
-    2nd method -* on the basis of a constant control ratio,
-    3rd method -> on the basis of constant gain.
Polygonal-flow characteristics can be determined using the following equation, [1]:
F =max
F

Če zgornjo enačbo vstavimo v enačbo (1), dobimo ojačenje poligonske pretočne značilnice:
Xk            R 1-Xk
{                                                                                          J
(7).
f
The above equation in formula (1) can be used to calculate the gain of the polygonal-flow characteristics:
K
a + (1-a)
F
X
R
I
1-F
F
a\ a + (1-a)
1-X
(X-1) + 1
X
1-X
X<X
X>X
(8).
Ker krivulja, ki popisuje pretočno značilnico, ni zvezna, dobimo dve enačbi, ki opisujeta ojačenje poligonske pretočne značilnice. Ojačenje za vse tri metode določanja točke temena je mogoče prikazati na slikah 4, 5 in 6. Pri tem upoštevamo krmilno razmerje R = 50 in mere linearnosti a = 1, a = 0,5 in a = 0,1.
Because the curve derived from the flow characteristics is not continuous, we get two equations which describe the gain of the polygonal flow characteristics. The gain, calculated on the basis of all three methods, is shown in Fig. 4, 5 and 6. All calculations use the control ratio of R = 50 and authority a = 1, a = 0.5 and a = 0.1.
stran 267
glTMDDC
I. Bajsi} - M. Bobi~: Oja~anje krmilnega ventila - Gain of a Control Valve
4" 3"
Kv  2
a=0,5
0
0,2
0,4 X
0,6
0,8
1,0
Sl. 4. Ojačenje poligonske pretočne značilnice Kv s točko temena izračunano iz presečišča med ojačenjem
linearne in sorazmerne pretočne značilnice pri Fk =0,1 (1. metoda)
Fig. 4. Gain of the polygonal-flow characteristics Kv with vertex point is calculated using the intersection
point between the gain of linear and proportional flow characteristics at Fk =0,1 (1st method)
a=0,1
5 r                                                                                            ----------=0,5
4
K
v
-a=1
0
0,2
0,4
X
0,6
0,8
1,0
Sl. 5. Ojačenje poligonske pretočne značilnice K s točko temena po metodi nespremenljivega krmilnega
razmerja (2. metoda) Fig. 5. Gain of polygonal-flow characteristics K  with vertex point using the method of constant control
ratio (2nd method)
-------a=0,1
 a=0,5
0
0,2
0,4
0,6
0,8
1,0
X
Sl. 6. Ojačenje poligonske pretočne značilnice Kv s točko temena po metodi nespremenljivega ojačenja
F k =0,1 (3. metoda) Fig. 6. Gain of polygonal-flow characteristics Kv with vertex point using the method of constant gain
Fk =0,1 (3 rd method)
VBgfFMK
stran 268

1
0
3
2
1
0
3
2
K
1
0
I. Bajsi} - M. Bobi~: Oja~anje
krmilnega ventila - Gain of a Control Valve
Kv
3,0 r
2,5-
2,0" 1,5" 1,0"
0,5-
0
-1. metoda 1st method ¦2. metoda 2nd method ¦3. metoda 3rd method
0
0,2
0,4
X
0,6
0,8
1,0
Sl. 7. Primerjava ojačenja poligonske pretočne značilnice K   za različne točke temena pretočne značilnice,
izračunane po treh različnih metodah Fig. 7. Comparison of polygonal-flow characteristics gain K for different vertex points calculated by three
different methods
Vse tri slike kažejo na nezveznost pretočne značilnice, ki je v točki temena. Ojačenje je za majhne gibe ventila skoraj nespremenljivo, medtem ko se po prehodu čez temensko točko pretočne značilnice močno poveča. Primerjava med vsemi tremi metodami za R=50 in a=0,5 je prikazana na sliki 7.
Usmeritev pretočnih značilnic je vseh treh primerih enaka. Opazna je precejšnja nezveznost v točki temena. Za nadaljnje primerjave bo vzeta značilnica, izračunana po metodi 3, kajti ta da najmanjšo razliko med obema ojačenjema. Primerjava ojačenja poligonske, linearne in sorazmerne pretočne značilnice je prikazana na sliki 8.
All three diagrams show that the curve is not continuous in the vertex point. Gain is almost constant for the small travels, while it increases strongly after the vertex point of the flow characteristics has been passed. The comparison of all three methods at R = 50 and a = 0.5 is shown in Fig. 7.
All three flow characteristics have the same trend. Characteristics show discrete behaviour evident in the vertex point. The characteristics calculated by the 3rd method will be used for a further comparison because it has the smallest difference between both gains. The comparison of the gain between polygonal, linear and proportional flow characteristics is shown in Fig. 8.

Kv
3,0 r
2,5" 2,0"
1,5:
1,0" 0,5" 0
poligonska značilnica polygonal characteristics
sorazmerna značilnica proportional characteristics
linearna značilnica linear characteristics
0
0,2
0,4
X
0,6
0,8
1,0
Sl. 8. Primerjava med ojačenji K   linearne, sorazmerne in poligonske pretočne značilnice krmilnega ventila
za krmilno razmerje R = 50 in mero linearnosti a = 0,5
Fig. 8. The comparison of gain K  between linear, polygonal and proportional flow characteristics of a
control valve at control ratio R = 50 and authority a = 0.5
gfin^OtJJlMISCSD
00-5
stran 269        |^BSSITIMIGC


I. Bajsi} - M. Bobi~: Oja~anje krmilnega ventila - Gain of a Control Valve
Slika 8 prikazuje, da je poligonska pretočna značilnica izravnava med linearno in sorazmerno pretočno značilnico.
2 EKSPERIMENTALNO OVREDNOTENJE
Matematično modelirana ojačenja so bila eksperimentalno ovrednotena na vseh treh primerih značilnic. Namen meritve je bil eksperimentalno ovrednotenje računskih rezultatov. Zaradi tehničnih težav pri dinamičnih meritvah smo se omejili le na statične meritve ojačenj ventilov.
Uporabljeno je bilo preskuševališče, prikazano na sliki 9. To omogoča hkratne meritve in shranjevanje giba ventila, pretoka kapljevine in tlačnih padcev na ventilu.
Fig. 8 shows that the polygonal-flow characteristic is actually a compromise between the linear- and proportional-flow characteristic.
2 EXPERIMENTAL EVALUATION
Mathematical models of all three models were experimentally evaluated. The aim of the measurement was to experimentally evaluate calculated results. Due to technical problems when performing dynamic measurements, the evaluation was limited to static measurements of valves’ gains.
The test rig in Fig. 9 was used. It allows the user to simultaneously measure and store valve travel, fluid flow and pressure drop on the valve.

n n n n n
pnevmatska pipa pneumatic ball valve

umirjevalnik tank
osebni računalnik za krmiljenje in zbiranje podatkov personal computer for process and data storing
preskusne linije test lines
frekvenčno krmiljena
črpalka
frequency controlled
pump
zaporni pipi shut-off ball valves
obvod bypass
zaporna pipa shut-off ball valve
merilnik pretoka flow meter
pnevmatska pipa pneumatic ball valve
merilnik temperature temperature sensor
_   delovni pogon operating actuator
merilnik tlačnega
padca
pressure drop sensor
merjeni ventil measured valve
Sl. 9. Merilno preskuševališče Fig. 9. Test rig
smer pretoka flow direction
grin^(afcflM]SCLD
^BsfTHRflllK |        stran 270
I. Bajsi} - M. Bobi~: Oja~anje krmilnega ventila - Gain of a Control Valve
Za meritev so bili uporabljeni ventili z naslednjimi pretočnimi značilnicami:
- linearna pretočna značilnica,
-  sorazmerna pretočna značilnica,
- poligonska pretočna značilnica.
Izmerjene statične pretočne značilnice so prikazane na sliki 10.
Valves with the following flow characteristics were measured:
- linear- flow characteristic,
- proportional-flow characteristic,
- polygonal-flow characteristic;
For static-flow characteristics see Fig. 10.
	1	~
	0,8	
	0,6	linearna značilnica. linear characteristics
F	0,4	/*
	0,2	/                       /
	08	&ssžr~~\          ii           1           i          i          j          i
poligonska značilnica polygonal characteristics
sorazmerna značilnica proportional characteristics
0
0,2
0,4
0,6
0,8
1
X
Sl. 10. Statične pretočne značilnice obravnavanih ventilov Fig. 10. Static-flow characteristics of tested valves
Razmere v okolici so bile standardne, uporabljena tekočina za merjenje je bila voda. Temperatura tekočine je bila enaka temperaturi okolice (segrevanje zaradi črpalk je bilo zanemarljivo).
Meritev je potekala takole. Ventil je bil odprt za določen gib. V tej točki smo merili pretoke ter padce tlaka pretočnega sistema in ventila. Iz strmine med dvema sosednjima točkama je bilo izračunano ojačenje ventila.

Kv
2,5 2,0 1,5 1,0 0,5 0
linearna značilnica linear characteristic
The tests took place under standard environmental conditions; water was used as the flow medium. The temperature of the flow medium was the same as the ambient temperature (heating caused by the pumps was negligible).
The measurement was performed as follows. The valve was opened until it reached a pre-set position. At this point, flow and pressure drops of the valves and system were measured accordingly. A gradient of two adjacent points was used to calculate the valve gain.
sorazmerna značilnica proportional characteristic.
poligonska značilnica polygonal characteristic
?„_.D.--
.........A.
a.....
.*¦¦-¦"
0
0,2
0,4
0,6
0,8
1,0
X
Sl. 11. Rezultati meritev ojačenj K  različnih statičnih pretočnih značilnic ventilov Fig. 11. Gain measurements Kv of different static-control-valve flow characteristics
^vmskmsmm
00-5
stran 271          |^BSSITIMIGC
I. Bajsi} - M. Bobi~: Oja~anje krmilnega ventila - Gain of a Control Valve
Rezultati meritve so prikazani na sliki 11. Z nje je razvidno, da obstajajo določeni odstopki med izmerjenimi in izračunanimi rezultati. Do tega pride zaradi tega, ker strmina merjene pretočne značilnice ni povsem enaka nagibu teoretične pretočne značilnice. Smer zviševanja in zniževanja vrednosti krivulj je enaka teoretičnim za vse primere. V primeru poligonske pretočne značilnice preskok ni tako izrazito nezvezen zaradi njene realnosti, ki je tudi v točki temena zvezna.
3 DINAMIČNI ODZIV
Dinamični odziv smo preskusili v zaprti krmilni zanki. Prenosna funkcija ventila in pogona je dobro znana, npr. iz literature [5]. Zamišljeni sistem je prikazan na sliki 12. Ob skočnem vzbujanju (od 0 % do 100 % pretoka tekočine) ventila in pogona lahko primerjamo, katera pretočna značilnica nima nihajoče prenosne funkcije.

q fl
želeni pretok desired flow
G(s)
Measurement results are shown in Fig. 11. There is an evident difference between the measurements and the calculated results. The reason for this is because the slope of the measured-flow characteristics is not precisely the same as the slope of the theoretical flow characteristic. The growing and declining trends of the measured characteristic equals the theoretical models in all cases. The point where the polygonal-flow characteristic is discontinuous is not so steep, because we are dealing with a real curve, which is continuous through the whole range.
3 DYNAMIC RESPONSE
The dynamic response was tested in a closed control loop. The transfer function of the valve and actuator is well known from the literature, [5] . The hypothetical system is described in Fig. 12. Using the step exciting (from 0 % to 100 % of medium flow) of the valve and actuator it is possible to determine which flow characteristic does not have an oscillatory response.
krmiljeni pretok controlled flow
O
e
+
VENTIL+POGON VALVE+ACTUATOR
MERILNIK PRETOKA
Kv (e) G(s)=          ; t =1
ts + 1
FLOW METER
p
H(s)= 1
H(s)
Sl. 12. Sistem za preverjanje dinamičnega obnašanja pretočnih značilnic Fig. 12. Testing system for dynamic response of flow characteristics
Primerjava med odgovori vseh treh značilnic je prikazana na sliki 13.
The comparison of responses of all three characteristics, see Fig. 13.
Kv
												
1.1	sora	wm,	Wiln	ca			1st order system response					
	proportional characteristics				—N	.^^^^^"^						
0.9				_jLŽ2ž:	•0?*							
0.8			/Ž/				smernim T-načilnica					
				V~			Imrarrliarart-«-*:-"					
0.7			////		„!¦          „							
0.6		///,	'	_............ p p	olygonal characteristics							
0.5		'' //										
0.4		V										
			^^	pretok v točki temena              ' [low at the vertex point								
0.3			V-    ]									
0.2												
0.1												
0.5
1.5
2.5
t
3.5
4.5
s
5.5
Sl. 13. Simuliranje odziva na skočni vstopni signal v zaprti zanki za različne pretočne značilnice v odvisnosti
od časa t Fig. 13. Simulation of the flow characteristics response on step disturbance in a closed loop dependent on
time t
VH^tTPsDDIK
stran 272
c
t
r
1
2
3
4
5
I. Bajsi} - M. Bobi~: Oja~anje krmilnega ventila - Gain of a Control Valve
Simuliran odgovor na skočno motnjo dobimo s simuliranjem na računalniškem paketu Mathlab Simulink ([6] in [7]). Pri tem domnevamo, da se izvršni člen obnaša kot sistem prvega reda
[5]:
GS =
Prenosna funkcija merilnika pretoka v povratni zanki je:
The simulation was performed by means of the Mathlab Simulink computer programme, [6] and [7]. The procedure works under the assumption that the executive element behaves like the 1st order system lag [5]:
Kv ts +1
(9).
Transfer function of the flow meter in the feed-back loop:
H =1
Torej je prenosna funkcija sistema:
The transfer function of the whole system: Kv
GS
1+ K
1+GH
1+ K
s +1
(10).
(11).
Z uporabo obratne Laplaceove transformacije dobimo za enotski koračni vhodni signal krmiljeni pretok tekočine:
Using the inverse Laplace transformation and input as the unit step, controlled flow is as follows:
K
1+ K
t(1+Kv)
1- e
r; r =1
(12).
Če primerjamo odgovor sistema (prikazan na sliki 12) med tremi različnimi pretočnimi značilnicami na skočno motnjo, vidimo, da so odgovori zelo podobni odgovoru sistema prvega reda, vendar dajo manjše vrednosti. Iz tega izhaja, da nelinearnosti v točki temena niso kritične. Simuliranje je normirano na relativni gib in pretok, ker lahko tako pokažemo relativne medsebojne odvisnosti.
4 SKLEP
Prikazane so tri značilnice in njihova ojačenja. Ta smo primerjali tako statično kakor dinamično. Poleg tega pa so omenjene tudi tri različne metode določevanja točke temena poligonske pretočne značilnice.
Če pogledamo 1. metodo za določevanje točke temena značilnice, vidimo, da bi se ta morala spreminjati za vsako krmilno razmerje in mero linearnosti. To je zaradi spreminjanja točke temena s spreminjanjem mere linearnosti nepraktično. To pa zato, ker so krmilni ventili vgrajeni v različne sisteme, medtem ko spremembe točke temena zaradi krmilnega razmerja niso kritične, saj krmilno razmerje določi izdelovalec ventila. Iz primerjave med vsemi tremi metodami vidimo, da tretja metoda daje najmanjšo razliko med ojačenjema v točki temena, najmanjše ojačenje pri majhnih gibih pa dobimo po 1. metodi. 2. metoda je nekje vmes. Ojačenje pri majhnih gibih je vedno majhno in skoraj nespremenljivo, kar je zelo ugodno za krmiljenje manjših prostorninskih pretokov tekočin.
The comparison of system responses on step input disturbance (see Fig. 12) for all three characteristics shows that the responses are very similar to the 1st order responses but give smaller values. The conclusion can be made that the nonlinearity in the vertex point is not critical. The simulation is calculated on the basis of relative travel and flow, to be able to demonstrate relative interdependence.
4 CONCLUSION
Three characteristics and their gain were compared from the static as well as the dynamic point of view. In addition, the article describes three different methods of determining the vertex point of the polygonal-flow characteristic.
If we take a closer look at the 1st method used for calculation of the flow characteristics, vertex point, we can see that the latter should be changed for every control ratio and authority. The change of vertex point caused by the control ratio is not decisive, because the valve producer determines the control ratio. On the other hand, the change of authority leads to problems, because control valves are designed to be mounted in different systems. The comparison of all three methods shows that the 3rd method has the smallest gain difference at the vertex point, while the smallest gain at the low travels is an attribute of the 1st method. The 2nd method is somewhere in between. Gain at low travels is always small and almost constant, being favourable for the control of lower volume flows.
gfin^OtJJlMISCSD
00-5
stran 273        |^BSSITIMIGC
t
I. Bajsi} - M. Bobi~: Oja~anje krmilnega ventila - Gain of a Control Valve
Naš namen je bilo doseči čim manjše ojačenje pri majhnih gibih in čim krajši gib ventila, idealno pa je nespremenljivo ojačenje pretočne značilnice za vse gibe ventila. Na splošno najbolj zadosti tem potrebam poligonska pretočna značilnica, saj zagotavlja gib, ki je krajši od sorazmerne pretočne značilnice. Po drugi strani ima daljši gib od linearne pretočne značilnice, a dobimo manjše ojačenje vsaj do 30 odstotkov giba od linearne pretočne značilnice, vendar je ta hkrati večji od ojačenja sorazmerne pretočne značilnice. Pri večjih gibih pa imamo večje ojačenje (kar je ugodno za hitrejše odgovore krmilnega sistema) od linearne pretočne značilnice, a spet manjše kakor pri sorazmerni pretočni značilnici. Vendarle je poligonska pretočna značilnica nekaj vmes in torej primerna za uporabo skupaj s prenosniki toplote. Zelo velik problem je nezveznost pretočne značilnice, ki se še toliko bolj kaže v ojačenju pretočne značilnice. Pomembno je, da je prehod iz enega nagiba v drugi pri poligonski pretočni značilnici čimbolj gladek. Vprašanje, kakšnega reda mora biti krivulja, ki povezuje oba dela poligonske pretočne značilnice, da bo ta ohranila svoje lastnosti, je zanimivo za nadaljnje raziskave. Dejstvo je, da je potreben zvezni prehod med strminama, kar je tudi edino mogoče v praksi izdelati.
Eksperimentalna analiza je pokazala ujemanje med izračunanimi in dejansko izmerjenimi ojačenji pretočnih značilnic. Problem je v tem, da se računske in izmerjene pretočne značilnice popolnoma ne ujemajo in zato nismo dobili popolnoma enakih rezultatov. To je še posebej očitno pri poligonski pretočni značilnici, katere nezveznost ni opazna iz meritve. Poligonska pretočna značilnica je praktično vedno zvezna v točki temena. Izmerjene in simulirane vrednosti kažejo enake strmine, iz česar lahko sklepamo o verodostojnosti matematičnih modelov.
Iz simuliranega dinamičnega odgovora značilnice vidimo, da je odgovor podoben odgovoru prehoda prvega reda, kar je očitno iz reda vzbujane funkcije. Ojačenje se spreminja z gibom, kar pomeni, da je pomembno ojačenje pri majhnih gibih. Vsi trije odgovori so stabilni, prenihanja ni. Pri prehodu čez točko temena ne pride do nihanj pri poligonski pretočni značilnici kljub nezveznosti v ojačenju.
Poligonska pretočna značilnica je ustrezen nadomestek za sorazmerno v sistemih, kjer potrebujemo poleg visokega krmilnega razmerja še hiter odziv (to je kratek gib). Ta značilnica je primerna za cenejše sisteme, saj ni prava sorazmerna pretočna značilnica.
^BSfirTMlliC |        stran 274
Our aim was to reach the smallest possible gain at low travels while keeping the valve travel short. The ideal solution would be a constant gain over the whole range of the valve’s travel. In general, a polygonal-flow characteristic fulfils most of these requirements. It has a shorter travel than a proportional-flow characteristic and despite having longer travel than a linear-flow characteristic, it features a smaller gain for at least 30 % of the travel, it still has a larger gain than a proportional-flow characteristic. Higher gain occurs at larger travels, (which enable faster response of the control system) as with the linear-flow characteristic, but again slower than the proportional flow characteristic. Nevertheless, the polygonal-flow characteristic is a good choice and therefore suitable for use together with heat exchangers. A huge problem is the discontinuous form of the flow characteristic, which becomes even more evident at the valve gain. It is important to make the passage between different slopes as smooth as possible. The question about which order of the curve connecting both parts of the flow characteristic to maintain its properties is an interesting one for another research project. The fact is that the transition has only to be continuous, which is only feasible in real conditions.
Experimental analysis proved the accordance between the calculated and measured gains of the flow characteristics. The only problem is that the calculated and measured flow characteristics do not fit completely, thus giving a slight discrepancy to the results. It is quite obvious from the polygonal-flow characteristic, whose discontinuity is not evident from measurement. Measured and simulated curves have the same slopes, which lead us to believe in the credibility of the mathematical models.
Simulation of the dynamic response reveals that the response is similar to the response of the 1st order, which can be seen from the order of the exciting function. Gain changes along with travel, which means that gain is important at the lower part of the travel. All three responses are stable and without oscillations. Polygonal-flow characteristics show no oscillations even when passing through the vertex point, where the gain is supposed to be discontinuous.
The polygonal-flow characteristic is a suitable replacement for the proportional characteristic in systems where a high control ratio as well as a fast response (short travel) is required. This flow characteristic is ideal for cheaper systems, being a pseudo-proportional flow characteristic.
I. Bajsi} - M. Bobi~: Oja~anje krmilnega ventila - Gain of a Control Valve
5 OZNAČBE 5 DESIGNATION
mera linearnosti
merjeni pretok tekočine
krmiljeni pretok tekočine
napaka krmiljenja
prenosna funkcija ventila
prenosna funkcija sistema
prenosna funkcija merilnika pretoka
ojačenje krmilnega ventila
referenčni pretok
krmilno razmerje
prostorninski pretok tekočine
čas
relativni gib
relativni gib v točki temena
relativna pretočnost
relativna pretočnost v točki temena
časovna konstanta
a b c e G(s)
Gs H(s)
Kv
r
R
q
t
X
Xk
F F
authority
measured flow of the liquid
controlled flow of the liquid
control error
valve transfer function
system transfer function
flow meter transfer function
control valve gain
reference flow
control ratio
volume flow rate of the liquid
time
relative travel of the valve
relative travel at the vertex point of the
characteristic
inherent flow
inherent flow at the vertex point of the
characteristic
time constant
6 LITERATURA 6 REFERENCES
[1] Bobič, M., I. Bajsič (1997) Poligonska pretočna značilnica ventila. Zbornik mednarodnega kongresa
SITHOK-2, Maj 11-12-1997, Maribor, Slovenija. [2] Bajsič, I., M. Bobič (1998) Reducirana pretočnost krmilnega ventila, da ali ne ?, Strojniški vestnik, letnik
44, št. 7/8. [3] Donlagič, D., B. Tovornik (1997) Krmilni ventili. Fakulteta za elektrotehniko, računalništvo in
informatiko, Univerza v Mariboru, Maribor. [4] CEI/IEC 534: Industrial-process control valves (skupaj 8 delov) [5] Smith, C. A., A. B. Corripio (1997) Principles and practice of automatic process control; Second edition,
John Wiley & Sons, Inc., New York. [6] MathlabTM (1993) The MathWorks, Inc. [7] SimulinkTM dynamic system simulation software (1993) The MathWorks, Inc.
Naslova avtorjev: doc. dr. Ivan Bajsič
Fakulteta za strojništvo Univerze v Ljubljani Aškerčeva 6 1000 Ljubljana
Miha Bobič
Danfoss Trata d.d
Jožeta Jame 16
1210 Ljubljana -Šentvid
Authors’ Address: Doc.Dr. Ivan Bajsič
Faculty of Mechanical Engineering University of Ljubljana Aškerčeva 6 1000 Ljubljana, Slovenia
Miha Bobič
Danfoss Trata Ltd.
Jožeta Jame 16
1210 Ljubljana -Šentvid,
Slovenia
Prejeto: Received:
23.3.2000
Sprejeto: Accepted:
2.6.2000
t
© Strojni{ki vestnik 46(2000)5,276-290         © Journal of Mechanical Engineering 46(2000)5,276-290
ISSN 0039-2480                                                                                                                        ISSN 0039-2480
UDK  62-25:621.63:532.57                                                                         UDC  62-25:621.63:532.57
Izvirni znanstveni ~lanek (1.01)                                                                      Original scientific paper (1.01)
Prerotacijski tok na vstopu v radialni rotor
Prerotation Flow at the Entrance to a Radial Impeller
Andrej Predin - Ignacijo Bilu{
V prispevku je podana analiza prerotacijskega toka v vstopnem cevovodu radialnih turbostrojev, ki se izraziteje pojavlja pri delnem obratovanju stroja, torej zunaj preračunske točke turbostroja. Teoretično se prerotacijski tok pojavlja v vstopnem cevovodu pred vstopom v radialni rotor kot posledica delovanja dejanskega rotorja s končnim številom rotorskih lopatic, ki ustvarjajo rotirajoče rotorske kanale, v katerih nastajajo relativni vrtinčni tokovi znotraj kanala pa tudi okrog rotorskih lopatic. Posledica tega relativnega toka je tudi odlepljanje toka od površine rotorske lopatice, predvsem ob vstopnem robu. Jakost in smer prerotacijskega toka sta odvisni od obratovalnega režima, predvsem od pretoka, ki določa smer prerotacijskega toka. Izvedena je eksperimentalna raziskava v vstopnem cevovodu radialnega ventilatorja. Uporabljen je rotameter z ravnimi krilci v osni smeri vstopnega cevovoda, ki je postavljen v vstopni cevovod na razdalji poldrugega premera cevovoda od vstopnega robu rotorskih lopatic. Meritve so izvedene pri različnih vrtilnih frekvencah rotorja in različnih obratovalnih pretokih.
© 2000 Strojniški vestnik. Vse pravice pridržane. (Ključne besede: turbostroji, ventilatorji radialni, tok prerotacijski, analize tokov)
In the following paper an analysis is given of the prerotation flow in the entrance pipe of a radial turbomachine which occurs at partial load, this is during operation under out-of design conditions. Theoretically, the prerotation flow appears in the entrance pipe before the entrance in the radial impeller as a result of the real radial impeller acting. The finite number of blades creates the impeller channels where the relative whirl flow exists, in addition to around the individual impeller blades. The result of the relative flow is also the separation of flow from the surface of the blade, especially at the entrance edge. The prerotation flow magnitude and direction depend on the operating regime, especially on the operating capacity. The experimental research is carried out at the entrance pipe of the radial fan. An anemometer with straight blades that are parallel to the pipe axis is used and placed at a distance of one and half pipe diameters infront of the entrance edge of the impeller blades. The measurements were performed at three different impeller speeds and at different operating capacities.
© 2000 Journal of Mechanical Engineering. All rights reserved. (Keywords: turbomachinery, radial fan, prerotation flows, flow analysis)
0 UVOD
Obstoj prerotacijskega toka je znan že precej časa, vendar osnovni razlogi pojava še niso raziskani. Prvi je ta tok odkril Stewart [1], že davnega leta 1909, ponovno pa najdemo zapis o tem pojavu pri Stepanoffu [2], leta 1957, ki je ta pojav opisal z vstopnimi »Eulerjevimi« hitrostnimi trikotniki na vstopu v rotorske kanale na vstopnem premeru D1 ob upoštevanju teorije potencialnega toka. Prerotacijski tok omenja tudi Schweiger [3], ki ga tesno povezuje s kavitacijskimi pojavi v radialni črpalki. Podoben problem obravnava tudi Siervo [4]. Brennen [5] opisuje, da je prav pojav prerotacije toka mnogokrat najbolj zgrešeno predstavljen in napačno razumljen pojav pri turbostrojih, ker je to pojav
0 INTRODUCTION
The existence of prerotation flow has been known for a long time, but the basic reasons for its existence have not yet been examined. In 1909, the discovery of prerotation how was reported by Stewart [1]. There was a note about prerotation flow by Stepanoff [2], (in 1957), who describes this phenomenon with Euler’s entrance velocity triangles at the entrance to the impeller channels with an entrance diameter D1, considering the laws of the potentional flow. Schweiger [3] claims that the prerotation flow is strongly connected with cavitation appearance in a radial pump. The same problem was also treated by Siervo [4]. Brennen [5] reports that the phenomenon of prerotation flow is very often misrepresented
grin^(afcflM]SCLD
^BSfirTMlliC |        stran 276
A. Predin - I. Bilu{: Prerotacijski tok - Prerotation Flow
interakcije mnogih nastalih sekundarnih tokov pred        and misunderstood for turbomachines, because it is
rotorjem, v njem in za njim. Poznavanje prero-        a phenomenon of interaction in which many second-
tacijskega toka, ki je odvisen od pretočnih razmer        ary flows appear before, in and after the impeller. A
in geometrijske oblike, je tudi ključnega pomena        knowledge of prerotation flow at the entrance of the
pri določitvi kavitacijskega vrtinca vodnih črpalk        impeller or in the intake pipe is also important for
ali drugih črpalk, ki obratujejo s kapljevinami.         cavitation-swirl determination in water pumps or any
Vrtinčni tok radialnega kompresorja sta preučevala        other pumps that operate with liquids. Van den
tudi Van den Braembussche in Hande [6], vendar        Braembussche and Hande [6] examined the swirl
na izstopu v spiralnem vodilniku pri delnem        flow at the radial compressor, but their studies looked
obratovanju kompresorja. Vpliv relativnega vrtinca        at the compressor exit in the spiral volute by the com-
v rotorskih kanalih v radialnem kompresorju z        pressor part operating regime. Sipos [7] examined
valjastimi nazaj  ukrivljenimi lopaticami je        the influence of the relative swirl in the impeller chan-
proučeval Sipos [7]. Z vizualizacijo toka na vstopu        nels at the radial compressor with back-curved blades.
v radialni kompresor sta se ukvarjala tudi Mizuki        Mizuki and Oosawa [8] investigated flow visualiza-
in Oosawa [8], ki sta upoštevala tudi Helmholtzove        tion at the entrance of the radial compressor. They
resonatorske frekvence toka, ustvarjene kot        also considered the Helmholtz resonator flow fre-
posledica velikih vstopnih hitrosti toka. Določitev        quencies, which appeared as a result of the high en-
vstopnega kota toka v rotor kompresorja v bližini        trance flow velocities. Steiner, Fuchs and Starken
zvočne hitrosti so proučevali Steiner, Fuchs in        examined the entrance angle of the flow at the com-
Starken [9]. V prispevkih Predina [10] in [11] so        pressor entrance near the sonic velocity [9]. In the
podani     osnovni     rezultati     meritev     na        contributions of Predin [10] and [11] the results of
poenostavljenem modelu reverzibilne črpalne tur-        measurements on a simplified pump-turbine model
bine in preprosti matematični model za oceno        and a simple mathematical model based on flow kin-
prerotacije toka, ki bazira na osnovi kinematike toka.         ematics for the prerotation flow determination are
Da tak tok v vstopnem cevovodu obstaja, so        given. The existence of this prerotation flow is in-
nesporno ugotovili mnogi raziskovalci, zakaj se        contestable and has been proved by many research-
pojavi, zakaj spremeni smer in jakost v odvisnosti        ers, but the question why the prerotation flow changes
od obratovalnega pretoka, pa so vprašanja, ki še        direction and magnitude depending on the operating
nimajo ustreznih odgovorov.                                        capacity has not yet been answered.
1 TOK NA VSTOPU V ROTOR RADIALNEGA             1 FLOW AT THE ENTRANCE TO THE RA-
TURBOSTROJA                                                  DIAL TURBOMACHINE
Večina kapljevin, ki prehajajo skozi                     Most fluids that cross the turbo machines
turbostroje je viskoznih, dejanski tok skozi        are viscous fluids. The real flow through the
turbostroj pa je v večini primerov turbulenten. V        turbomachine is, in most cases, turbulent. Therefore,
vstopnem cevovodu in v rotorskih kanalih je torej         the flow in the entrance pipe as well as the flow in
treba obravnavati turbulentni viskozni tok. Seveda        the impeller channels must be treated as a turbulent
so osnova nastanka prerotacijskega toka, ki nastane        viscous flow Indeed, the origins of prerotation flow,
Sl. 1. Cirkulacijski tokovi v radialnem rotorju Fig. 1. Circulation flows in the radial impeller
| gfin=i(gurMini5nLn 00-5_____
stran 277        I^BSSIfTMlGC
A. Predin - I. Bilu{: Prerotacijski tok - Prerotation Flow
zaradi odlepljanja mejne plasti, naslednji: 1. relativni cirkulacijski tokovi v posameznih rotorskih kanalih, 2. cirkulacijski tokovi okoli posameznih rotorskih lopatic in s temi nastala cirkulacijska tokova na vstopnem oz. izstopnem premeru rotorja (sl. 1).
Cirkulacijski tok oz. cirkulacijo lahko v splošnem zapišemo s krivuljnim integralom poljubne vektorske veličine, npr. hitrosti toka [12]:
which is the result of the boundary layer separation in the intake pipe, are: the relative flow whirls at the individual impeller channels and the circulation flows around the impeller blades, which form circulation flow at the entrance and exit diameters of the impeller (Figure 1).
The circulation flow, or circulation in general, can be represented by the curve integral of the general vector quantity, for example of the flow velocity [12]:
§v
r dl
(1),
kjer je u - vektor hitrosti toka, skalarno pomnožen z diferencialno dolžino dl sklenjene krivulje L. Ker pa je vektor hitrosti v = (vx,vy,vz) in dl = (dx,dy,dz), zapišemo enačbo (1) v obliki:
where ur is the flow velocity vector dot multiplied
r
by the differential element dl of the clorsed integrated curve rL. While the velocity vector is v = (vx,vy,vz) and dl = (dx,dy,dz), equation (1) can be written:
u> (vxdx + vydy + vzdz)
(2).
L
Z upoštevanjem zveze v ¦ dl =vcosa dl = vtdl          Considering the relation v ¦ dl = v cos adl = vdl
dobimo:                                                                      we obtain:
§vt
dl
(3),
kjer je vt - obodna hitrost tekočine, ki obteka neko telo, omejeno s krivuljo L. V konkretnem primeru lahko enačbo (3) izkoristimo za določitev prej omenjenih cirkulacij. Tako lahko zapišemo cirkulacijo na vstopnem premeru D1 kot:
where vt is the circumferential fluid velocity of the flow around the rigid body formed by the curve L. In this case equation (3) can be used for the determination of the circulations. The circulation at the entrance diameter D1 can be written as:
c1u pD1
in ustrezno na izstopnem premeru D2:
and by analogy at the diameter D2:
c2u pD2
(4)
(5),
kjer c1u sta c2 in - absolutni hitrosti toka v obodni smeri na vstopu oz. izstopu iz rotorja. Cirkulacijo v posameznem rotorskem kanalu lahko v eni ravnini, npr. v ravnini srednjice po širini rotorja, določimo z integracijo obodnih hitrostih, ki se pojavljajo ob stenah posameznega rotorskega kanala na posameznih delih (sl. 2):
where c1u and c2u are the absolute flow velocities in the circumferential direction at the entrance- and exit-impeller diameter, respectively. The circulation in the individual impeller channel in one plane, for example in the plane of the middle streamline of the impeller width, can be determined by circumferential velocity integrating near the walls of the impeller channel at the particular channel parts (Fig. 2):
B                            B                            C                            A
G=-[c dAB + [wtdBC + [c dCD - f wdDA
K           J      1u                J                       J      2u                J
AC                        D                        D
ali
or
D
c1+wl    +c
1u                   tlop          2u
D
wl
lop
G   =-c t +wl    +c t -wl
K               1u1           tlop          2u2           slop
(6)
(7), (8),
kjer so: t - delitev na vstopnem in t - na izstopnem premeru rotorja, llo - ločna dolžina lopatice, wt - je relativna hitrost ob tlačni in ws - ob sesalni strani rotorske lopatice. V enačbi (8) je problematična teoretična določitev relativnih hitrosti ws in wt, ki
where t1 is the division at the entrance and t2 at the exit diameter, llop is the blade curved length, wt is the relative flow velocity at the pressure side of the blade and ws at the suction side. In equation (8) the theoretical determination of the relative flow velocities
VH^tTPsDDIK
stran 278
L
L
A. Predin - I. Bilu{: Prerotacijski tok - Prerotation Flow
Sl. 2. Cirkulacija v rotorskem kanalu Fig. 2. Circulation in the impeller channel
se spreminjata vzdolž dolžine rotorske lopatice. Po Eckertu in Schnelu [13] je razlika relativnih hitrosti ob sesalni in tlačni strani lopatice podana z:
ws and wt , which change the direction of the impeller blade, is problematic. Eckert in Schnel [13] defined the difference of the relative flow velocities between the pressure and suction side of the blade as follows:
in:
ws -wt   = 4 c2u -c3u
()()
and:
pD22b2c3u
sin b2 8z S
(9),
(10),
kjer je: b2 - širina rotorja na izstopnem premeru, zr -število rotorskih lopatic, /?2 - kot rotorske lopatice in S - odpornostni moment:
where b2 is the impeller width on the impeller exit diameter, zr the number of impeller blades, b2 the blade angle and S the moment of resistance:
2
S = J(br) dr
(11).
Če gornje zveze uporabimo v enačbi (8) lahko izračunamo cirkulacijo v rotorskem kanalu kot:
Using these relations in equation (8) we obtain the following equation for circulation in the impeller channel:
-c t +c t -l
1u1       2u2       lop      2z S
pD22b2c3u
sin b
(12),
ki jo lahko na podlagi znane geometrijske oblike črpalke tudi izračunamo.
Cirkulacijo okrog rotorske lopatice lahko izračunamo na podlagi energijske razlike, ki jo črpalka dosega. Izhajajoč iz vrtilnega momenta:
which can be calculated using the known pump geometry.
The circulation around the impeller blade can be calculated according to the energy difference that is achieved by the pump. The torque or the moment that is achieved is:
M =z
2
r / Dpbrdr
(13),
kjer sta: Dp - tlačna razlika, ki jo rotor dosega, b -pa širina rotorja. Upoštevajoč, da je tlačna razlika enaka razliki kvadratov relativnih hitrosti med vstopom in izstopom iz rotorja, pomnožena z gostoto tekočine, dobimo:
where Dp is the pressure difference that is achieved by the impeller and b is impeller width. Considering that the pressure difference is equal to the difference of the squared relative flow velocities of the impeller entrance and exit multiplied by the fluid density, we obtain:
Dp=     w12-w22
r2()
gfin^OtJJIMISCSD
00-5
stran 279        |^BSSITIMIGC
A. Predin - I. Bilu{: Prerotacijski tok - Prerotation Flow
in ob upoštevanju vrtilne frekvence rotorja w ter masnega pretoka skozi rotor m , lahko zapišemo energijsko razliko v obliki:
and by considering the impeller angular speed w and the mass capacity through the impeller m& we can write the energy difference as:
Y   =gH
wzrr 2 m&
2
/ (w12 — w22)brdr
(15),
ki jo izenačimo z Eulerjevo glavno enačbo [14], ki upošteva cirkulacijo okrog rotorskih lopatic, pri doseganju energijske razlike radialnega rotorja kot vsoto vseh cirkulacij okrog posamezne lopatice:
which can be equalized by Euler’s main equation [14], which considers the circulation around the impeller blades as the energy difference achieved by the radial impeller as the sum of all the circulations around the individual impeller blades:
Y
th
gH
rG
2p
(16),
od koder lahko izrazimo cirkulacijo okrog rotorske lopatice kot:
from where the circulation around an individual impeller blade can be represented as:
2p
S cirkulacijami, določenimi na vstopnem premeru G en. (4), na izstopnem premeru rotorja G2 en. (5), v rotorskem kanalu G en. (12) in okoli rotorske lopatice GL en. (17) lahko zapišemo dve ravnotežni enačbi cirkulacij, kot vsoto cirkulacij v neki ravnini od vstopnega do izstopnega robu rotorja:
Enačbo (18) lahko zapišemo npr. za sredino rotorskega kanala, enačbo (19) pa za potek cirkulacij v smeri sredine rotorske lopatice od vstopnega do izstopnega roba. Enačba (19) naj bi opisovala razmere toka v sledi rotorske lopatice. V idealnem primeru, kar izhaja iz obeh ravnotežnih enačb (18) in (19), bi se pojavila enakost cirkulacij okrog rotorske lopatice in cirkulacije v rotorskem kanalu:
p(D2c2
Dc
2u            11u
(17).
According to the circulations, determined at the impeller entrance diameter G1 eq. (4), at the exit diameter G2 eq. (5), in the impeller channel GK eq. (12) and around the impeller blade GL eq. (17), two equilibrium equations, based on two different circulation directions (circulation in the impeller channel and circulation around the impeller blade), can be written as:
+z G
+z G
(18), (19).
Equation (18) can be written, for example, for the central part of the impeller channels, and equation (19) for the central part of the blade from the entrance up to the exit blade edge. Equation (19) represents the flow properties following the blade wake. In the ideal case, as it follows from both equilibrium equations (18) and (19), the equality of circulation around the blade and the circulation in the impeller channels can be written as:
GL =GK
(20).
Iz ravnotežnih enačb (18) in (19) je razvidno, da cirkulacijski tok okrog rotorskih lopatic vpliva na cirkulacijo na izstopnem premeru G in s tem tudi energijsko razliko, ki jo rotor dosega. Enako velja za cirkulacijo v rotorskem kanalu. Iz tega lahko sklepamo, da je oblika obratovalne značilnice v veliki meri odvisna od razmerja med cirkulacijo okrog rotorske lopatice in cirkulacijo v rotorskem kanalu rotorja. Osnovna vzroka nastanka teh dveh cirkulacij sta različna, pa vendar med seboj povezana. Cirkulacijski tok v rotorskem kanalu je gnan s Coriolisovo silo [15], ki se pojavi zaradi relativnega gibanja toka skozi krožeči ukrivljeni rotorski kanal. Cirkulacijski tok okoli rotorske lopatice pa nastane zaradi različnih tlakov toka
From both equilibrium equations (18) and (19) it is also evident that the circulating flow around the blades influences the circulation at the exit diameter G2 and therefore also affects the energy difference of the fan (achieved fan’s head). The same can be concluded for the circulation in the impeller channels. According to this, it is possible to conclude that the fan’s operating characteristic shape depends on the ratio of the circulation around the impeller blades and the circulation in the impeller channels. The causes of the circulating flows are different, but they are connected. The circulating flow in the impeller channel is driven by the Coriolis force [15] and appears as a result of relative flow movement through the rotated curved impeller channel. The circulating flow around the impeller blade is created as a result of the different pressures at the
VBgfFMK
stran 280
A. Predin - I. Bilu{: Prerotacijski tok - Prerotation Flow
ob zgornji oziroma spodnji (tlačni oz. sesalni) strani rotorske lopatice (odlepljanje toka), zaradi česar se pojavijo različne relativne hitrosti ob rotorski lopatici, ki so gonilo cirkulacijskega toka okrog lopatice.
Obstoj enakosti obeh cirkulacij je torej v zvezi:
upper (pressure) side and the lower (suction) side of the blade surface (flow separation). The causes of this pressure difference are the different relative flow velocities near the blade surface, which are the cause of the circulation around the blade.
The equallity of both circulations therefore exists in the following relation:
()
p D2c2u -D1c1u
pD
pD
+llop (wt
(21).
Z ureditvijo enačbe (21) dobimo naslednjo zvezo za določitev absolutne hitrosti toka v obodni smeri na vstopnem premeru D:
By rearanging equation (21) we obtain the following relation for absolute flow velocity in a circumferential direction at an inlet diamater D :
c+
zrl
lop
pD (z -1)
(22),
od koder lahko poiščemo razmere oz. absolutno hitrost toka v obodni smeri na izstopnem premeru rotorja, pri kateri bo ekvivalentna hitrost c na vstopnem premeru nič. To hkrati pomeni, da je teoretično tudi prerotacijski tok v vstopnem cevovodu nič. V teh razmerah je izstopna absolutna hitrost toka v obodni smeri na izstopnem premeru rotorja D :
from where we can find the absolute flow velocity in the circumferential direction at the outlet diameter D2 where the equivalent velocity c1u equals zero. In theory this also means that the prerotation flow in the inlet pipe does not exist. Under these conditions, absolute flow velocity in the circumferential direction at an outlet diameter D  is:
lop
(w -w)                                                   (23).
2u   pD2(zr-1y s    t
Z upoštevanjem enačb (9) in (10) izpeljemo                     Considering equations (9) and (10) the fol-
zvezo:                                                                         lowing formula can be derrived:
llopD2b2 sin b2
2(z -1)S
(24).
Iz gornje enačbe je razvidno, da je absolutna hitrost toka v obodni smeri na izstopu iz rotorja odvisna od geometrijskih podatkov rotorja ( llo ,D2,b2,b2,S) in absolutne hitrosti c3u za izstopnim premerom rotorja, ki upošteva zdrs toka oz. nepopolnost rotorja. Vse naštete parametre lahko združimo v neko konstanto K   in zapišemo zvezo:
The formula shows that the absolute flow velocity in the circumferential direction at an outlet diameter depends on the geometry (llop ,D2,b2, b2,S) and absolute velocity c3u behind the exit diameter, which considers the flow slip and impeller imperfect-ness respectively. All the parameters mentioned above can be combined in a constant K   and written as:
c   =Kc
2u             R3u
(25),
iz katere je razvidno, da upošteva zdrs toka na izstopu iz rotorja. Na osnovi te zveze lahko sklepamo o smiselni pravilnosti izvedenih enačb, ker se rezultat tudi smiselno ujema z izvajanjem Ecka [18].
V preračunski točki bi naj torej rotor dosegal optimalno absolutno hitrost toka v obodni smeri. Kakor je znano, se energijska razlika, ki jo rotor dosega na področju podoptimalnih oz. podpreračunskih pretokih veča oz. pri nadpreračunskih pa se zmanjšuje. Vendar pri obratovanju zunaj preračunske točke ne moremo izhajati iz dejstva, da je c1u =0, kar najlaže prikažemo z Eulerjevim vstopnim hitrostnim trikotnikom (sl. 3).
Pri manjših pretokih, pod optimalnimi, se pojavi komponenta absolutne hitrosti toka na
From equation (25) it is evident that it considers the slip of the flow at the impeller exit. Based on this formula, the correct derivation of equations can be assumed because the result is logicaly connected with Eck's [18] results.
In designing the operating point the optimal operating absolute flow velocities in circumference diameter should be achieved. As is known, the energy difference achieved at capacities in the area of lower, under optimal capacities, increases the energy difference of the fan. In contrast, at larger, over-optimal capacities, the energy difference of the fan decreases. However, following the fan operating out of the design operating point, that the absolute flow velocity in the circumferential direction is zero (c1u = 0) cannot be predicted simply shown by the Euler’s entrance flow velocity triangles (Figure 3).
With the fan operating at under-optimal capacities the flow velocity component in the circum-
stran 281
glTMDDC
A. Predin - I. Bilu{: Prerotacijski tok - Prerotation Flow
Q<Qopt
Q=Qopt
Q>Qopt
w1
«1<90o
c1m = c1
u1
c1u
u1
c1u=0
«1=90o
21
c1m
c1 a1> 90o
u1
c1u
Sl. 3. Euler-jevi vstopni hitrostni trikotniki pri različnih obratovalnih pretokih Fig. 3. Euler s entrance velocity triangles at different operating capacity
vstopnem premeru D v obodni smeri v smeri vrtenja rotorja (ista smer kot u ). Vzrok za nastanek te hitrostne komponente je verjetno v nastalem sekundarnem toku med izstopnim robom rotorja in vstopnim robom skozi vmesno rego med pokrovno steno rotorja in okrovom (sl. 4.a). Zaradi večjega tlaka toka na izstopu iz rotorja del tega vdira skozi rego nazaj proti vstopu v rotor, kjer se ob pokrovni steni rotorja vrti s hitrostjo vstopnega robu rotorja in tako kakor neki »jezik« tekočinskega toka sega v vstopno cev, prek katerega se po načelu viskoznega trenja toka ustvarja prerotacijski tok v vstopnem cevovodu tudi daleč pred vstopom v rotor, tudi do razdalje treh premerov vstopnega cevovoda (/ « 3D ). Pri tem režimu lahko štejemo, da se cirkulacija okrog rotorskih lopatic okrepi, saj se zaradi večje obremenitve rotorskih lopatic (doseganje večje energijske razlike) tlak na izstopu iz rotorja poveča. Okrepitev cirkulacijskega toka okrog rotorske lopatice lahko razložimo tudi zaradi zmanjšanja vstopnega kota toka ^ na vstopu v rotorske kanale ali pri nateku na rotorsko lopatico, pri čemer
ferential direction at the entrance diameter D appears in the direction of the impeller rotation (the same direction as ux). The reason for the creation of this flow component can probably be found in the appearance of secondary flow near the entrance edge of the impeller blades and across in the gap between the tip impeller shroud and the fan casing (Figure 4.a). Because of the higher pressure at the impeller entrance this part of the flow penetrates through the gap between the impeller tip shroud and the fan casing back to the fan impeller aye where near the tip impeller shroud the flow rotates by velocity ux as some tongue of flow that over the flow viscosity creates the prerotation flow in the intake pipe even far from the impeller aye, up to three intake diam-eter lengths (/ « 3 D ). According to this operating regime it can be considered that the circulation around the blades increases because of the larger blade load (achieved larger energy difference) which causes an increase of the pressure at the impeller exit. The strengthening of the circulation around the impeller blades can be explained by the entrance flow angle decrease ^ at the entrance of the impeller channels or by the flow intake on the blade, where the flow cutting and flow

fluidni jezik fluid tongue
a)                                                                                  b)
Sl. 4. Sekundarni tok v regi med pokrovno steno in ohišjem (a) in v rotorskem kanalu (b)
Fig. 4. Secondary flow in the tip clearance between the tip shroud of impeller and pump casing (a) and in
impeller channel (b)
VBgfFMK
stran 282
A. Predin - I. Bilu{: Prerotacijski tok - Prerotation Flow
rL*o
rL>o
a)                                                          b)                                                  c)
Sl. 5. Cirkulacijski tok okrog rotorske lopatice v odvisnosti od pretoka Fig. 5. Circulating flow around the impeller blade in dependency of capacity
prihaja do trganja in vrtinčenja toka na vstopnem robu rotorske lopatice ob sesalni strani (sl. 5). Ker vrtinčenje in odlepljanje toka povzroči padec tlaka, vdre del toka iz področja višjih tlakov (ob izstopnem robu rotorske lopatice) v področje z nižjim tlakom in tako še dodatno okrepi cirkulacijo okrog lopatic.
S povečanjem pretoka prek optimalnega pretoka pa nastaja hitrostna komponenta absolutnega toka na vstopnem premeru rotorja v obodni smeri s smerjo, nasprotno smeri vrtenja rotorja. Da bi lahko rotor »pridelal« večje pretoke, se tok že pred vstopom v rotorske kanale preusmeri v smeri najmanjšega upora, to je v smeri, ki je nasprotna smeri vrtenja rotorja, ker se s tako postavitvijo poveča vstopni kot toka in s tem zmanjša vstopna pot. Gonilo takega toka je najverjetneje povečana cirkulacija v rotorskih kanalih (sl. 4.b), ki prek cirkulacijskih tokov ob vstopnih robovih rotorskih lopatic, segajo kot sekundarni tok v vstopno ustje črpalke/ ventilatorja, ki podobno kakor v primeru »ustvarjenega jezika toka« prek tekočinskega trenja, preusmerijo tok v prerotacijski tok v vstopnem cevovodu. Da gre za postopno preusmerjanje toka je razvidno iz rezultatov meritev prerotacije toka, saj se po spremembi obratovalnega pretoka šele po določenem času vzpostavi novo stanje (kotna hitrost anemometra) prerotacije toka v vstopnem cevovodu. Pri tem obratovalnem režimu se vstopni kot toka « poveča (je večji od 90o) tako, da se zaradi prevelikega kota pojavi odlepljanje toka ob zgornji (tlačni) strani rotorske lopatice ob vstopnem robu (sl. 5). Zaradi tega se, podobno kakor pri obratovanju s pretoki pod optimalnimi, ustvarja cirkulacijski tok okrog lopatice v nasprotni smeri od sedanje cirkulacije okrog
separation from the blade suction surface near the blade entrance edge (Figure 5) appears. While the flow vortices and flow separation cause the pressure decrease, the part of the flow from the area of higher pressure (near the exit edge of the impeller blade) penetrates to the lower flow pressure area and in this way strengthens the circulation around the blades.
With a capacity increase over optimal capacity, the absolute flow velocity in the circumferential direction at the entrance diameter and with this velocity component the prerotation flow with a direction opposite to the direction of the impeller rotation is created. For the achieved increased operating capacities the prerotation flow must be diverted before the impeller aye in the direction of the smallest resistance that is in direction opposition to the direction of the impeller rotation. With this flow redirection the increase in the flow entrance angle and thus the shorter entrance path are achieved. The main reason for this increased circulation in the impeller channels (Figure 4.b) is probably the increased circulating flow in the channel. This increased circulating flow causes the secondary flows near the entrance blade edge in the intake pipe, and similarly as in the case of “created flow tongue” drive the prerotation flow far before the impeller aye in the intake pipe over the flow viscosity in the opposite direction of the impeller rotation. The direction change applies gradually, which is evident from the measurement results, while after an operating capacity change, the prerotation flow appears after a short time period, when new operating conditions (angular speed of the anemometer impeller) are stabilized. In this operating regime (over-optimal capacities) the entrance flow angle a1 increases (it is bigger than 90o) and as a result of too big an entrance angle the flow separation near the pressure blade surface at the entrance blade edge (Figure 5) appears. Because of this flow separation, similar to operating with under-optimal capacities, the circulation flow around the impeller blade in a
gfin^OtJJlMISCSD
00-5
stran 283        |^BSSITIMIGC

A. Predin - I. Bilu{: Prerotacijski tok - Prerotation Flow
Y,h Yopt
področje/area: a)                     b)
1  G1 = konst./ const.
G L > G L,opt           G L <G
2. GL
Qopt                      Q
Sl. 6. Tipična obratovalna značilnica radialnih rotorjev Fig. 6. Typically operating characteristic of the radial impellers
L,opt
= konst./const. G>G              G<G
1            1,opt                    1            1,opt
istosmerno vrtenje        protismerno vrtenje rotation in direction     rotation in opposite direction
rotorske lopatice, ki jo tako znižuje. Posledica tega je znižanje cirkulacije na izstopnem premeru D2 in s tem tudi energijske razlike. Obratovalna karakteristika radialnih rotorjev je večinoma nestabilna, s stabilnim delom v območju večjih obratovalnih pretokov (večjih od kritičnega), kjer je karakteristika zmanjšujoče se oblike oz. tendence. To pomeni, da v stabilnem območju dosežena energijska razlika se zmanjšuje s povečanim pretokom, točka z najboljšim izkoristkom (TNI -BEP) pa praviloma leži nekje v sredini stabilnega dela (sl. 6). Iz enačbe (19) izhaja, da je cirkulacija na izstopnem premeru rotorja enaka vsoti cirkulacije na vstopnem premeru in vsoti vseh cirkulacij okrog rotorskih lopatic. Za področje pod in/ali nad optimalnimi pretoki lahko postavimo dve predpostavki (sl. 6), in sicer:
1.   Nespremenljivost cirkulacije na vstopnem premeru G1 = konst. pri čemer se mora spreminjati cirkulacija okrog rotorskih lopatic, in sicer tako, da je cirkulacija okrog lopatic v področju pretokov, manjših od optimalnega (področje pod optimalnimi pretoki), večja od cirkulacije okrog lopatice pri optimalnem obratovanju in v področju večjih, nad optimalnih pretokov, kjer mora biti cirkulacija okrog lopatic manjša od cirkulacije okrog lopatic pri optimalnem obratovanju, kar izhaja iz obratovalne krivulje rotorja (sl. 6).
2.   Nespremenljivost cirkulacije okrog rotorskih lopatic G = konst., pri čemer se spreminja cirkulacija na vstopnem premeru, in sicer tako, da je v področju pod optimalnimi pretoki večja in v področju nad optimalnimi pretoki manjša od cirkulacije na vstopnem premeru pri optimalnem obratovanju rotorja v točki BEP.
V resničnosti se oba primera prepletata med seboj, saj je težko govoriti o nespremenljivosti katere od cirkulacij pri različnih obratovalnih pretokih. Dejstvo pa je, da se ustvarja prerotacijski tok v nasprotni smeri vrtenja rotorja v območju nad optimalnimi pretoki, kar izhaja iz druge predpostavke. Ustvarjanje prerotacijskega toka je torej celovita
direction opposite to the existing circulation around the impeller blade is created. In this way, the circulation around the blade decreases. A result of this decreased circulation around the blade, is a decreased circulation at the exit diameter D2 and consequently the energy difference that is achieved by the fan. The operating characteristic of the radial impellers is mostly unstable with the stable part of it in the area of larger operating capacities (larger than the critical capacity), where the operating characteristic has a decreasing tendency. According to this, the achieved energy difference of the fan in the stable part of operating characteristic decreases with the increasing capacity. The operating point of best efficiency (BEP) is in most cases somewhere in the middle of the stable operating part (Figure 6). If we start our observations from equation (19) that shows that the circulation at the exit diameter of the fan impeller is equal to the circulation sum of all circulations around the blades plus circulation at the intake diameter. For the area of the under- and/or over-optimal capacities, two predictions (Figure 6) can be made:
1.   Constant circulation at the entrance diameter (G1 = const. ) when the circulation around the blades must be changeable so that it is bigger than the circulation at the optimal operating capacity in the area of capacities smaller than the optimal capacity, and smaller when the operating capacities are larger than the optimal, as it follows from the operating curve of fan (capacity-head curve).
2.   The constant circulation around the blade (GL = const.) when the circulation at the entrance diameter must be changeable so that it is larger in the area of under-optimal capacities and in the area of over-optimal capacities smaller than the circulation by optimal operating at the BEP point of fan.
In reality, both cases interact, so it is difficult to say which one is the constant with different operating capacities. The fact is that the prerotation flow is created in the opposite direction, as it is the direction of impeller rotation in the area of over-optimal capacities as it follows from the second prediction. Creation of the prerotation flow is therefore the result of the integrated circulations around the impeller
grin^(afcflM]SCLD
^BSfirTMlliC |        stran 284
A. Predin - I. Bilu{: Prerotacijski tok - Prerotation Flow
posledica cirkulacije okrog rotorskih lopatic, cirkulacije v rotorskih kanalih in cirkulacije na vstopnem premeru v rotor. Vsi ti dejavniki so odvisni od geometrijske oblike rotorja, obratovalnih razmer in obratovalnega pretoka.
2 MERITVE PREROTACIJE TOKA V VSTOPNEM CEVOVODU
Izvedba meritev prerotacije toka je razmeroma zahtevna, ker terja določitev komponente toka v obodni smeri, ki je veliko manjša od komponente hitrosti toka v smeri vtoka oziroma osni smeri. Anemometrijska metoda s sondo z vročo nitko v takih primerih ne daje dobrih rezultatov, ker je pri meritvi opazno veliko obodno ohlajanje nitke zaradi majhnih natekajočih kotov toka, ki tako »popačijo« merilne rezultate. Znan in razmeroma pogosto uporabljan instrument je anemometer z ravnimi krilci. Njegova krilca so postavljena vzporedno z osjo cevovoda, tako da so gnane le z obodno komponento toka, pravokotno na vzdolžno smer cevovoda. Tako dejansko merimo samo obodno komponento toka (prerotacijski tok), ki se pojavi zaradi vrtinčnega toka v vstopnem cevovodu.
Pretok je merjen z Venturijevo šobo, izdelano v skladu s standardom DIN 1952.
2.1   Anemometer z ravnimi krilci
Za določitev prerotacijskega toka instaliranega radialnega ventilatorja, v vstopnem cevovodu premera D = 0,3 m, je izveden anemometer z ravnimi osnosimetrično postavljenimi ravnimi krilci, nameščenimi na D = 0,25 m, ki so postavljena vzporedno z osjo cevovoda (sl. 7). Izvedenih je šest ravnih krilc oz. anemometrskih lopatic, ki segajo od
blades, as well as the result of the integrated circulations in the impeller channels and the circulation at the entrance diameter of these impeller. All this acting parameters depend on the impeller geometry, on the operating conditions and on the operating capacity.
2 PREROTATION FLOW MEASUREMENT IN THE INTAKE PIPE
It is relatively pretentious to carry out the prerotation flow measurements because the flow component in the circumferential direction must be measured. This flow or flow-velocity component is much smaller than the main flow component in the intake flow direction or in the axial direction. The anemometer method with a hot-wire probe does not give good results, because with this method large circumferential cooling of the hot-wire probe, which is a result of the small flow angles that distort the results, occurs. A frequently used method for the measurement of prerotation flow is the anemometer method, with the straight blades anemometer. The anemometer blades are placed in a direction which is parallel to the pipe axis, so the blades are driven only by the circumferential flow component, which is perpendicular to the pipe axis. In this way, only the circumferential flow component, that appears as a result of the swirled flow in the intake pipe (prerotation flow), is measured.
The capacity is measured with Venturi‘s nozzle, manufactured according to DIN 1952.
2.1   The anemometer with straight blades
For the prerotation flow determination in the intake pipe with diameter Dv,cev = 0.3 m of the installed radial fan the manufactured anemometer with straight blades is used (Figure 7). Six anemometer straight blades that are placed axis-sym-metrically from pipe wall to the pipe axis are performed. The middle diameter of the anemometer
Sl. 7. Anemometrski sistem v vstopnem cevovodu radialnega ventilatorja Fig. 7. Anemometer system in the entrance pipe of the radial fan
gfin^OtJJlMISCSD
00-5
stran 285        |^BSSITIMIGC
A. Predin - I. Bilu{: Prerotacijski tok - Prerotation Flow
oboda cevovoda proti osi cevovoda. Višina lopatic je 0,05 m, širina 0,025 m in debelina <0,003 m. Rotor anemometra je dinamično in statično uravnotežen. Na vrhu lopatic (krilc) je nameščena kovinska plošča, ki rabi kot dajalec signala dvema, zaporedno postavljenima induktivnima sondama TURCK Bi-M12-AP6X, nameščenima na obodu vstopnega cevovoda. Nameščeni sta zaporedno v isti ravnini. Dve sondi sta uporabljeni zato, da lahko določimo tudi smer vrtenja rotorja anemometra. Rotor anemometra je postavljen v vstopni cevovod na razdalji 1,5 D pred vstopom v rotor. Za določitev vrtilne frekvence rotorja anemometra je uporabljen univerzalni števec HP 5325B, ki registrira pulze prehodov anemometrskih rotorskih lopatic, iz časovne razlike obeh merilnih signalov z dveh zaporedno postavljenih sond pa lahko določimo smer vrtenja rotorja. Sama izvedba je optimirana tako, da je površina anemometra v smeri pretoka najmanjša.
2.2   Merilni rezultati
Meritve so izvedene pri različnih vrtilnih frekvencah radialnega rotorja ventilatorja nespremenljive širine z razmerjem premerov D/D1 = 1,85. Rezultati so podani v brezdimenzijski obliki s prerotacijskim koeficientom, vezanim na vrtilno frekvenco na vstopnem premeru (obodna hitrost na vstopnem premeru):
blades is Ds,anem = 0.25 m. The blades height is 0.05 m, width 0.025 m and thickness <0.003 m. The impeller is statically and dynamically balanced. At the top of the blades is placed the metal plate that serves as the signal producer for two serial placed inductive probes (TURCK Bi-M12-AP6X) on the intake pipe wall near the fan impeller entrance. The probes are placed in the same plane. Two probes are used for the impeller rotation direction determination. The anemometer impeller is placed in the intake pipe at a distance of 1.5 Dv,cev in front of the fan impeller aye. A HP 5325B universal counter is used for the anemometer impeller speed. From the time difference of the measuring signals from both probes the direction of rotation is determined. The anemometer is optimised so the surface area of the blades in the flow direction is a minimum.
2.2   Measuring results
The measurements are performed at different speeds of the fan impeller, which has the constant width and a diameter ratio D2/D1 = 1.85. The results are given in non-dimensional form by using the prerotation coefficient, determined by the rotating speed at the entrance diameter (the circumferential velocity at the entrance diameter):
x
pre
=
wD
anem     s,anem
wD
(26),
pri čemer pomeni pozitivna vrednost koeficienta smer vrtenja rotorja, negativni predznak pa smer vrtenja, ki je nasprotna smeri vrtenja rotorja. Tudi obratovalni pretok je podan v brezdimenzijski obliki s parametrom (specifičnim pretokom):
where the positive value of the coefficient is the same as the direction of the impeller. The negative sign represents the direction which is in opposition to the impeller rotating direction. In the non-dimensional form, with the capacity coefficient, the operating capacity (specific capacity) is also given by:
Q xQ =       3 nD
(27).
Prikazani so rezultatu izvedenih meritev pri treh različnih vrtilnih frekvencah rotorja radialnega ventilatorja (n = 1800, 1600 in 1400 min 1). Pri vseh treh vrtilnih frekvencah je razvidna sprememba smeri prerotacijskega toka, in to že precej pred optimalnim obratovalnim režimom, kakor tudi pred preračunsko točko (sl. 8). To kaže na dejstvo, da se prerotacijski tok preusmeri hitreje kakor to izhaja iz Eulerjevih vstopnih trikotnikov (sl. 3). Najverjetneje zaradi tega, ker tok na vstopu v rotorske kanale ne sledi kotu rotorske lopatice, kar se izravna s hitrejšo preusmeritvijo toka oz. z ustvarjeno komponento absolutne hitrosti toka v obodni smeri. To je lahko posledica ustvarjenega sekundarnega toka na vstopu v rotor, ki tvori zastojna mesta (recirkulacija toka) ob vstopnem robu rotorske lopatice.
Pri obratovanju ventilatorja z dodajanjem dodatnega toka na vstopu v rotor ob vstopnem
The results of measurements taken during three different impeller speeds (n = 1800, 1600 in 1400 rpm) are given. At all three impeller speeds the prerotation flow direction change is evident. The change of the prerotation appears before the optimum or design operating capacity (Figure 8). This proves that the prerotation flow is diverted faster than it is determined by Euler’s entrance velocity triangles (Figure 3). Probably this is the result of the fact that the flow at the impeller entrance does not follow the blade angle that is compensated by faster flow divertion creating the flow velocity component in the circumference direction. This could be the result of the created secondary flow at the entrance of the impeller channels, by which the stagnation flow areas (flow recalculation) near the entrance edge of the impeller blades are created.
With the fan operating with additional flow at the impeller entrance ([16] and [17]), the prerotation
grin^(afcflM]SCLD
^BSfirTMlliC |        stran 286
A. Predin - I. Bilu{: Prerotacijski tok - Prerotation Flow
0,10
pre
0,00 -0,10 -0,20 -0,30 -0,40 -0,50 -0,60
»   ¦   ¦   »   »I
"**¦
¦   ¦    ^
****.
¦ 1800 rpm ¦ 1600 rpm ^ 1400 rpm
¦?
brez dodatnega toka withot adding flow
0,00
0,05
0,10
0,15             0,20
x Q
Sl. 8. Merilni rezultati prerotacije toka v vstopnem cevovodu Fig. 8. Measurement results of the prerotation flow in the entrance pipe

.    0,10 5 pre
i 0,00 -0,10 -0,20 -0,30 -0,40 -0,50 -0,60
¦ » ¦  ¦
¦ ¦
¦ ¦ ¦
¦ ¦
* ¦  ¦ ^      ¦
¦ 1800 rpm ¦ 1600 rpm a. 1400 rpm
¦   ¦ «>
z dodatnim tokom with adding flow
0,00
0,05
0,10
0,15    x
Q
0,20
Sl. 9. Merilni rezultati prerotacije toka v vstopnem cevovodu, z dodanim tokom na vstopu v rotor, na
vstopnem premeru rotorja Fig. 9. Measurement results of the prerotation flow in the entrance pipe by adding the additional flow at the
impeller entrance diameter
premeru ([16] in [17]) je prav tako opazna sprememba smeri prerotacijskega toka v področju manjših, pod optimalnih pretokov. Mesto spremembe smeri prerotacije toka se z večanjem vrtilne frekvence rotorja pomika v področje večjih obratovalnih pretokov. Glede obratovanja ventilatorja brez dodanega dodatnega toka na vstopu v rotor pa je opazno pojemanje prerotacijskega toka v področju večjih obratovalnih pretokov (sl. 9). Vzrok temu je najverjetneje razbitje ustvarjenega sekundarnega toka ob vstopnem robu rotorskih lopatic z dodanim tokom pri večjih obratovalnih pretokih (nad optimalnih). S tem se vpliv prerotacijskega toka v vstopnem cevovodu zmanjša in ne sega tako intenzivno do mesta merjenja, kjer je postavljen anemometer. To pomeni, da dodani tok na vstop radialnega rotorja prestavlja prerotacijski tok bliže rotorju, vendar pa še obstaja.
V primerjavi rezultatov pri obratovanju v obeh režimih (z dodanim tokom in brez njega na
flow direction change at the area of the smaller under-optimal capacities areas is also shown. The place of prerotation flow direction change is changed by the impeller speed increase in the direction of larger operating capacities. The difference between the fan operating without additional flow, added at the impeller entrance, compared to operating with added flow is that the magnitude of the prerotation flow decreases in the area of larger operating capacity (Figure 9). The reason for this is probably broken secondary flow that is created near the entrance blade edge at larger operating capacity (over-optimum capacities). In this way the prerotation flow influence in the intake pipe decreases and does not reach the place where the anemometer is placed in the intake pipe. According to this the added flow at the impeller entrance aye still exists but closer to the impeller entrance.
By comparing the results for both operating regimes (with and without additional flow at the impeller entrance) it is evident that the prerotation
gfin^OtJJlMISCSD
00-5
stran 287        |^BSSITIMIGC

A. Predin - I. Bilu{: Prerotacijski tok - Prerotation Flow
vstopu v rotor) je razvidno, da je prerotacija toka močnejša pri obratovalnem režimu brez dodatnega toka na vstopu v rotor. Sprememba smeri se izvede kasneje, pri večjih obratovalnih pretokih kakor pri obratovanju brez dodanega toka na vstopu v rotor.
Glede na potek rezultatov meritev je opazen dokaj enotni potek oziroma majhen raztros merilnih rezultatov. Tudi glede na vrtilno frekvenco rotorja se merilni rezultati med seboj dobro ujemajo, tako da lahko sklepamo, da je sprememba prerotacije toka odvisna predvsem od pretoka in geometrijske oblike rotorja in manj od vrtilne frekvence rotorja.
Meritve so izvedene s petimi ponovitvami. Razvidna je visoka stopnja ponovljivosti meritev, zato lahko menimo, da je meritev ustrezna in napaka meritve reda nenatančnosti opreme, povezane v merilno verigo.
3 SKLEPI
Na podlagi izvedene analize pojava prerotacijskega toka v vstopnem cevovodu lahko povzamemo, da se prerotacijski tok pojavlja zaradi delovanja cirkulacijskih tokov v rotorskih kanalih in/ ali okrog rotorskih lopatic ki prek kapljevinskega trenja vplivajo na vrtinčnost toka v vstopnem cevovodu.
Prerotacijski tok spremeni smer rotacije zaradi spremembe smeri cirkulacijskega toka okrog rotorskih lopatic zaradi različnih kotov natekanja rotorskih lopatic na vstopnem premeru rotorja.
Pri manjših, podoptimalnih pretokih ima cirkulacijski tok okrog lopatice enako smer kakor cirkulacijski tok na izstopnem premeru rotorja, s čimer vpliva na povečanje energijske razlike, hkrati pa povzroča prerotacijo toka v smeri vrtenja rotorja. Vzrok nastanka takega cirkulacijskega toka je majhen natočni kot, ki povzroča odlepljanje toka na sesalni strani rotorske lopatice ob vstopnem robu.
Pri večjih, nadoptimalnih pretokih se slika spremeni zaradi večjih natekajočih kotov na rotorsko lopatico, ki povzročijo odlepljanje toka na tlačni strani ob vstopnem robu rotorske lopatice in s tem cirkulacijski tok okrog rotorske lopatice v smeri, ki je nasprotna smeri cirkulacijskega toka. Tako se dosežena energijska razlika rotorja zmanjšuje, v vstopnem cevovodu pa se pojavi prerotacijski tok s smerjo, nasprotno smeri vrtenja rotorja.
Jakost prerotacijskega toka je neposredno odvisna od jakosti cirkulacijskih tokov okrog rotorskih lopatic oziroma v rotorskih kanalih. Z večanjem pretoka se jakost prerotacijskega toka tudi veča.
Z ustreznim matematično-numeričnim postopkom se da ta pojav tudi ustrezno napovedati, kar pa so smernice za nadaljnje delo.
^BSfirTMlliC |        stran 288
during the operation of the fan without additional flow at the impeller entrance is stronger than by operating with additional flow. The change of the prerotation flow direction appears later (in area of larger operating capacities) than by operating without added additional flow.
According to the results, the relative unified course and small measurement results scatter are evident. Even results of the impeller speed show a relatively unified course and disagreement between them is small. Because of this it can be concluded that the change of the prerotation flow depends on the capacity and impeller geometry and less on the impeller speed.
The measurements were repeated five times. Many repetitions show that the measurement is relevant and that the measurment uncertainty is the same as the uncertainly in the measuring chain.
3 CONCLUSIONS
According to the analyses of the prerotation flow in the entrance pipe it can be concluded that the prerotation flow appears as the result of the circulating flow activity in the impeller channels and/ or around the impeller blades, which have (through the fluid friction) an influence on the whirl flow in the entrance pipe.
Prerotation flow changes its direction because of the prerotation direction change around the impeller blades, caused by different inlet angles of flow at the entrance rotor radii.
Circulation around the impeller blades has, at small (under optimal) capacities, the same direction as circulation at the outlet radii. As a result, it increases the energy difference and because of the small inlet angles causes separation of flow at the suction side of the blade inlet edge.
There are bigger inlet flow angles and separation at the pressure side of the blade edges at larger, over-optimum capacities and prerotation around the impeller blades therefore changes its direction into the opposite direction of circulation flow. This change of direction causes a smaller achieved energy difference and prerotation swirl in the opposite direction to the rotation direction.
The strength of the prerotation flow directly depends on the circulation flow intensity around the impeller blades or in the impeller channels. The prerotation flow increases with capacity increase.
The phenomenon can be predicted with suitable mathematical – numerical access which is the guideline for further investigations.
A. Predin - I. Bilu{: Prerotacijski tok - Prerotation Flow
ZAHVALA
Avtorja se zahvaljujeta podjetju KLIMA Celje d.o.o in Ministrstvu za znanost in tehnologijo Republike Slovenije, ki so materialno in finančno podprli raziskave. Še prav posebej direktorju Norbertu Vrhovcu, Borisu Leskovšku in vsem preostalim, ki so kakorkoli sodelovali pri projektu.
ACKNOWLEDGMENT
The present field study was made possible by the understanding and support of KLIMA Celje Ltd. and the Ministry for Science and Technology of the Republic of Slovenia. The authors would like to express sincere thanks to them, and especially to Mr. Norbert Vrhovec, Mr. Boris Leskovšek and other collaborators.
cirkulacija
polje hitrosti
usmerjen element krivulje
komponenta hitrosti v smeri osi x
komponenta hitrosti v smeri osi y
komponenta hitrosti v smeri osi z
obodna komponenta hitrosti
kot, med tangento in osjo x
vstopni kot toka
obodna komponenta absolutne hitrosti na
vstopnem premeru obodna komponenta absolutne hitrosti na
izstopnem premeru obodna komponenta absolutne hitrosti na
merilnem premeru vstopni premer rotorja izstopni premer rotorja merilni premer na izstopu iz rotorja število rotorskih lopatic lopatična delitev na vstopnem premeru lopatična delitev na izstopnem premeru relativna hitrost toka relativna hitrost na sesalni strani lopatice relativna hitrost na tlačni strani lopatice ločna dolžina lopatice izstopni kot rotorske lopatice širina rotorja tlačna razlika polmer rotorja vrtilni moment gostota
energijska razlika gravitacijski pospešek črpalna višina masni pretok
cirkulacija na vstopnem premeru cirkulacija na izstopnem premeru cirkulacija v rotorskem kanalu cirkulacija okoli rotorske lopatice vstopni premer cevovoda srednji premer anemometra kotna hitrost rotorja kotna hitrost anemometra odpornostni moment ploskve brezdimenzijski prerotacijski koeficient brezdimenzijski koeficient pretoka vrtilna frekvenca
4 SIMBOLI 4 SYMBOLS
dl v x v y v z v t
a a
D 1 D 2 D
t 2 w w s w t l
lop
b2 b
Dp r
M
r
Y
th
g H
th
m& G1 G2 GK GL
D
v,cev
D
s,anem
w w
anem
S x
pre
xQ n
circulation
velocity field
oriented curve element
velocity component in x direction
velocity component in y direction
velocity component in z direction
circumferential velocity component
angle between tangent and x axes
entrance flow angle
absolute entrance flow velocity in circumferential direction
absolute discharge flow velocity in circumferential direction
absolute discharge flow velocity in circumferential direction on mesuring diameter
impeller inlet diameter
impeller exit diameter
measuring impeller exit diameter
number of the impeller blades
blade division at the entrance diameter
blade division at the exit diameter
relative flow velocity
relative flow velocity on the suction side
relative flow velocity on the pressure side
blade curved length
exit blade angle
impeller width
pressure difference
impeller radii
torque
density
energy difference
gravitation acceleration
pump head
mass flow rate
circulation at the inlet diameter
circulation at the exit diameter
circulation in the impeller channel
circulation around the impeller blade
entrance pipe diameter
anemometer mean diameter
impeller angular speed
anemometer angular speed
moment of surface resistance
dimensionless prerotational coefficient
dimensionless capacity coefficient
impeller speed
stran 289
c
1u
c
2u
c
3u
z
A. Predin - I. Bilu{: Prerotacijski tok - Prerotation Flow
5 LITERATURA 5 REFERENCES
[1]   Stewart, C. B. (1909) Investigation of centrifugal pumps. University of Wisconsin, Bull. 318, p. 119. [2]   Stepanoff, A. J. (1993) Centrifugal and axial flow pumps, theory, design and application, 2nd Edition,
Krieger Publishing Company Malabar, Florida. [3]   Schweiger, F (1979) Tokovne in kavitacijske razmere pri delnih obremenitvah v centrifugalni črpalki.
Strojniški Vestnik, Ljubljana. [4]   Siervo, F.(1980) Modern trends in selecting and designing reversibile Francis pump - turbines. Water
Power and Dam Construction. [5]   Brennen, C. E. (1994) Hydrodynamics of pumps. Oxford Science Publications, Oxford University Press,
Concepts ETI, Inc. [6]   Van den Braembusshe, R. A., B.M. Hande (1990) Experimental and theoretical study of the swirling flow
in centrifugal compressor volutes. Transactions of ASME, Journal of Turbomachinery, Vol. 112. [7]   Sipos, G. (1991) Secondary flow and loss distribution in a radial compressor with untwisted backswept
vanes. Transactions of ASME, Journal of Turbomachinery, Vol. 113. [8]   Mizuki, S., Y. Oosawa Y. (1992) Unsteady flow within centrifugal compressor channels under rotating
stall and surge. Transactions of ASME, Journal of Turbomachinery, Vol. 114. [9]   Steiner, W., Fuchs, R., H. Starken (1992) Inlet flow angle determination of transonic compressor cascades.
Transactions of ASME, Journal of Turbomachinery, Vol. 114. [10] Predin, A. (1997) Prerotacijski tok v vstopnem cevovodu radialnih turbostrojev Kuhljevi dnevi’97, Mokrice.
[11]
[12]
[13]
[14]
[15] [16]
[17]
[18]
Predin, A.(1998) Prerotacijski tok v vstopnem cevovodu radialnih turbostrojev - drugi del. Kuhljevi
dnevi’99, Logarska dolina.
Škerget, L.(1994) Mehanika tekočin. Tehniška fakulteta - Univerza v Mariboru in Univerza v Ljubljani,
Fakulteta za strojništvo.
Ecker, B., E. Schnell E.(1961) Axial- und Radial- Kompressoren. Springer Verlag, Berlin Gottingen,
Heidelberg.
Sigloch, H. (1993) Stromungsmaschinen, Grundlagen und Anwendungen. Car Hanser Verlag Munchen
Wien.
Horvat, D. (1965) Vodene turbine. Sveučilište u Zagrebu.
Predin, A.(1999) Vpliv sekundarnega toka na obratovalne karakteristike radialnega rotorja normalne
širine. Strojniški vestnik, št. 1.
Predin, A. (1997) Torsional vibrations at guide-vane shaft of pump-turbine model, Shock and Vibration.
Vol. 4, Issue 3.
Eck (1962) Ventilatoren, Vierte Auflage, Springer Verlag.
Naslov avtorjev:
Doc.dr. Andrej Predin Ignacijo Biluš Fakulteta za strojništvo Univerze v Mariboru Smetanova 17 2000 Maribor
Author’s Address: Doc.Dr. Andrej Predin Ignacijo Biluš
Faculty of Mechanical Engineering University of Maribor Smetanova 17 2000 Maribor, Slovenia
Prejeto: Received:
14.2.2000
Sprejeto: Accepted:
2.6.2000
VH^tTPsDDIK
stran 290
© Strojni{ki vestnik 46(2000)5,291-301         © Journal of Mechanical Engineering 46(2000)5,291-301
ISSN 0039-2480                                                                                                                        ISSN 0039-2480
UDK  665.334.9:621.892:621.833.01                        UDC  665.334.9:621.892:621.833.01
Izvirni znanstveni ~lanek (1.01)                                                                      Original scientific paper (1.01)
Novo biorazgradljivo splo{no traktorsko transmisijsko olje na osnovi oljne repice
A New Biodegradable Universal Tractor Transmission Oil Based on Rapeseed Oil
Tone Ploj - Boris Kr`an - Janez Bedenk - Marta Feldin
V Sloveniji je trenutno okrog 160 000 traktorjev. Za delovanje prenosnega sistema posameznega traktorja je potrebno od 30 do 100 litrov mazalnega olja, zamenjava olja pa se ponavadi opravi enkrat na leto. Glede na dejstvo, da nam v Sloveniji uspe zbrati le manjšo količino odpadnih olj, lahko rečemo, da večina tega olja nekontrolirano izgine v okolje.
V sklopu raziskovalnega projekta smo izdelali novo, biološko razgradljivo in netoksično univerzalno traktorsko transmisijsko olje (UTTO) na osnovi oljne repice s stopnjo biološke razgradljivosti 99,6% (CEC-L-A-93). Lastnosti novega olja smo preskušali na standardnih napravah, rezultate pa primerjali z rezultati testiranja na tržišču dosegljivih UTTO olj.
© 2000 Strojniški vestnik. Vse pravice pridržane.
(Ključne besede: olja biorazgradljiva, olja repična, lastnosti olj, razvoj olj)
At present, there are about 160 000 farm tractors in Slovenia. In the transmission system there is from 30 to 100 litres of lubrication oil which is normally changed once a year. Due to the fact, that in Slovenia we manage to collect just a small amount of used oils, we can conclude that the majority of these oils are being spilled to the environment.
During this project a new biodegradable, non-toxic rapeseed based universal tractor transmission oil (UTTO) has been fabricated with biodegradability of 99,6% (CEC-L-A-93). The properties of this new oil were investigated in standard test procedures in comparison with the commercially available UTTO oils. © 2000 Journal of Mechanical Engineering. All rights reserved. (Keywords: biodegradable oils, rapseed oil, oil properties, oil development)
0 UVOD
Z uporabo okolju prijetnih maziv lahko v precejšnji meri preprečimo onesnaževanje vode in tal. Značilni zastopniki teh maziv so rastlinska olja. Zaradi sprejemljive cene in zadovoljivih mazalnih lastnosti ima široko uporabo olje na osnovi oljne repice. Tovrstno olje zagotovlja pomembne prednosti glede obnovljivosti naravnih virov, biorazgradljivosti in nestrupenosti, ima pa tudi zadovoljive lastnosti na drugih področjih. Uporablja se predvsem v odprtih mazalnih sistemih vse bolj pa tudi v hidravliki in gonilih ([1] do [4]).
Cilj raziskave je razviti novo biorazgradljivo hidravlično-transmisijsko traktorsko olje (UTTO) na osnovi oljne repice. Poglavitna naloga olja UTTO v traktorju je preprečiti zajedanje in jamičenje zobniških bokov ter drsno obrabo pri majhnih hitrostih in velikih obremenitvah. Olje mora hkrati imeti tudi zadovoljivo oksidacijsko stabilnost in zagotavljati pravilno delovanje sklopke in zavor, tako da je mogoče traktor zaustaviti v določenem času in na določeni razdalji. Dodani protiobrabni aditivi in dodatki za visoke obremenitve (aditivi EP/AW) ne smejo biti toliko dejavni, da bi povzročili korozijo
0 INTRODUCTION
To avoid extensive soil and water pollution, environmentally friendly lubricants such as vegetable oils should be used. Quality and reasonable price are the main reasons why rapeseed oil is the most commonly used vegetable oil for lubricants. This oil can offer significant environmental advantages with respect to resource renewability, biodegradability, nontoxicity as well as offering satisfactory performance in a variety of applications. Rapeseed oil is widely used in total-loss systems and is increasingly finding uses in hydraulic and power transmissions ([1] to [4]).
The aim of this research is to develop a new biodegradable universal tractor transmission oil (UTTO) based on rapeseed oil. The main objective of the transmission oil in a tractor is to prevent scuffing and pitting failure as well as the normal rubbing wear which occurs during low-speed and high-load conditions associated with their oxidation stability. Oils must also provide the correct fric-tional balance to allow squawk-free wet-brake performance and smooth transmission-clutch engagement. At the same time, they must provide enough clutch capacity for efficient power transfer and enough brake capacity to stop the tractor in a reasonable time and distance. The EP/AW system used must not be so active as to cause corrosion in the
stran 291
glTMDDC
T. Ploj - B.Kr`an - J. Bedenk - M. Feldin: Novo biorazgradljivo - A New Biodegradable
VBgfFMK
na elementih hidravličnega sistema traktorja, predvsem zlitin bakra pri črpalkah ([5] in [6]).
V tej raziskavi smo koeficient trenja izmerili na preskuševališču SRV. Protiobrabne in nosilne lastnosti oljnega filma (lastnosti EP/AW) smo določili na SRV, s štirimi kroglami in preskuševališču FZG, odpornost na jamičenje pa za izbrana olja določili na preskuševališču FZG. Za elementno analizo maziv smo uporabili rentgensko fluorescenčno spektrometrijo ED-XRF. V prispevku ni poudarjena samo raziskava fizikalno-kemijskih lastnosti biološko razgradljivih UTTO olj, temveč je v ospredju ocena mazalnih sposobnosti olj na podlagi laboratorijskih preskusov s praktičnega inženirskega izhodišča.
1 PRIPRAVA VZORCEV
Izbrali smo dva različna vzorca olja UTTO na rastlinski osnovi. Lastnosti teh olj smo primerjali z lastnostmi petih komercialno dosegljivih mineralnih olj UTTO, dveh drugih olj na rastlinski osnovi ter dvema biorazgradljivima sintetičnima oljema, kakor je predstavljeno v preglednici 1.
Preglednica 1. Pregled preskusanih olj Table 1. Survey of tested oils
tractor’’s hydraulic system where pumps containing alloys of copper can be present ([5] and [6]).
In the present study the average coefficient of friction has been measured on a SRV test rig. EP/ AW performance has been established on the SRV, the Four-Ball test rig and FZG gear test equipment. Pitting resistance for selected oils was determined on the FZG test device. The elemental analysis of additives was performed by using ED-XRF spec-trometry. The main objective of this paper is not the study of the physical and chemical properties of the new biodegradable UTTO oil, but to assess the lubrication properties on the laboratory field tests machine from an engineering point of view.
1 OIL SAMPLES
We have formulated two different vegetable-based UTTO oils for the investigations. The properties of these two oils were compared to five commercially available mineral-based UTTO oils, two vegetable-based hydraulic oils and two fast biodegradable synthetic oils, as shown in Table 1.
Bazno olje Basestock
Vrsta olja Oil type
repično olje rapeseed oil
repično olje rapeseed oil
oleinsko sončnično olje high oleic sunflower oil
oleinsko sončnično olje high oleic sunflower oil
sintetični ester synthetic ester
sintetični ester synthetic ester
mineralno olje mineral oil
mineralno olje mineral oil
mineralno olje mineral oil
mineralno olje mineral oil
mineralno olje mineral oil
repično olje rapeseed oil
oleinsko sončnično olje high oleic sunflower oil
dodatki additive
dodatki additive

biorazgradljivo UTTO biodegradable UTTO
bioraz. hidravlično olje biodeg. hydraulic oil
biorazgradljivo UTTO biodegradable UTTO
bioraz. hidravlično olje biodeg. hydraulic oil
bioraz. reduktorsko olje biodegradable gear oil
biorazgradljivo UTTO biodegradable UTTO
UTTO
UTTO
UTTO
UTTO
UTTO
bazno olje base oil
bazno olje base oil
paket aditivov 1 additive package 1
paket aditivov 2 additive package 2
Viskoznost / Viscosity
mm2/s
n40.C             n100.C
48,8              10,4
39,4               8,9
51,4              10,6
43,3               9,3
101
51,3              10,9                 H
81,6
87,9
63,4
55,1
56,0
Oznaka Oil code
17,8
10,9
11,0
9,2
9,2
9,3
35,0               8,0               baz-R
38,5               8,4               baz-S
100,3             17,6              adit-1
880,0             80,0              adit-2
R1 R2 S1 S2
G
M3
M4
M5
M6
M7
stran 292
T. Ploj - B.Kr`an - J. Bedenk - M. Feldin: Novo biorazgradljivo - A New Biodegradable
Za raziskovanje vpliva onesnaženja biorazgradljivega olja z vodo in mineralnim oljem UTTO na proces obrabe smo pripravili dodatnih osem vzorcev. Znano je, da pri zamenjavi olja v traktorju najmanj 2 odstotka starega olja ostane v sistemu, delež vode v olju pa je tudi večja kakor pri industrijskih hidravličnih sistemih. Kontaminacija olja z vodo in starim mineralnim oljem je torej pri obratovanju traktorja pričakovan pojav. Sestava kontaminiranih vzorcev olj je predstavljena v preglednici 2.
We have prepared eight biodegradable oil samples to investigate the influence of water and mineral UTTO oil as a contaminant in the wear process. It is well known that during an oil change at least 2% of the old oil remains in the lubrication system and that the tractor’s hydraulic oil may operate at higher levels of water contamination than the industrial hydraulic oils. The contamination with water and mineral oil is therefore expected to occur during normal field service. The omposition of the contaminated biodegradable oil s mples is presented in Table 2.
Preglednica 2. Olja na rastlinski osnovi onesnažena z vodo in minralnim oljem Table 2. Vegetable-based oil samples contaminated with water an   mineral UTTO oil
Sestava Composition	Oznaka Oil code
R1 + 1% vode / R1 + 1% of water	R1+v
R2 + 1% vode / R2 + 1% of water	R2+v
S1 + 1% vode / S1 + 1% of water	S1+v
S2 + 1% vode / S2 + 1% of water	S2+v
R1 + 10% mineralnega UTTO olja, M5 / R1 + 10% of mineral    TTO oil, M5	R1+M5
R1 + 10% mineralnega UTTO olja, M5 / R2 + 10% of mineral   TTO oil, M5	R2+M5
S1 + 10% mineralnega UTTO olja, M5 / S1 + 10% of mineral UTTO oil, M5	S1+M5
S2 + 10% mineralnega UTTO olja, M5 / S2 + 10% of mineral UTTO oil, M5	S2+M5
2 REZULTATI PRESKUSOV 2.1 Elementna analiza dodatkov
Elementna analiza dodatkov je prikazana na sliki 1.
Elementna sestava dodatkov je podobna za biorazgradljiva olja, označena z R1, S1 in H (sl.1). Nadaljnja podobnost je opazna pri sestavi mineralnih olj UTTO, označenih z M5, M6 in M7, ki imajo večji delež kalcija kakor ostala analizirana olja. Vzorci olja
2 RESU TS OF INVESTIGATIONS 2.1 Elem ntal  nalysis of additives
he el menta  analysis of additives for selected oi   is sh wn in   ig.1.
he el menta  composition of additives is
quite sim lar fo the bi  degra able o s labelled R1,
S1, and   . The   inera  UTTO oils la elled M5, M6
and M7  re als   simil    and  ontain a significantly
higher le el of c lcium  han a y othe tested oil. The
%m/m 0,4
0,35
0,3
0,25
0,2 0,15
0,1
0,05
0
R1
	P     Ca	Zn     S		1,57 f	0,99 10,81 | 0,63 t 0,681
					
					
					
					
					
					
					
					
R2
S1
S2
G          H        M3      M4      M5      M6      M7
Olje / Oil
Sl. 1. Elementna sestava preskusanih olj Fig. 1. Elemental composition of tested oils
^vmskmsmm
00-5
stran 293        |^BSSITIMIGC
T. Ploj - B.Kr`an - J. Bedenk - M. Feldin: Novo biorazgradljivo - A New Biodegradable
R2, S2 in G med dodatki ne vsebujejo kalcija in cinka. Pomemben je podatek, da mineralna olja UTTO vsebujejo veliko koncentracijo žvepla kot dodanega elementa EP.
2.2 Rezultati na napravi SRV
Koeficiente trenja, obrabo in nosilnost oljne plasti smo določili na visokofrekvenčni napravi SRV, ki povzroča linearno izmenično gibanje kroglice po ploščici v pogojih mejnega mazanja. Tanko plast testiranega maziva nanesemo na ploščico pred vsakim preskusom. Naprava in postopek preskušanja sta podrobno opisana v standardu DIN 51 834 T2 [7].
2.2.1 Meritev koeficienta trenja
Spremembe strižnih sil, pretvorjene v koeficient trenja, merimo neposredno v odvisnosti od časa. Rezultate zbiramo prek računalniškega sistema. Pri preskusu smo merili koeficient trenja pri čistem drsenju [7].
0,16
0,14
0,12
0,1
m 0,08
0,06
0,04
0,02
0
oils labelled R2, S2, G and M3 do not contain calcium and zinc as an additive component. It is clear from Fig. 1 that the mineral UTTO oils contain a large concentration of sulphur as an EP additive component.
2.2 Results obtained on SRV test device
The coefficient of friction measurements, wear and load bearing, were performed on a SRV high-frequency test device which produces a linear oscillating motion of a ball on a flat, under boundary lubricating conditions. A thin layer of lubricant is spread over the flat specimen before each test. The test rig configuration and the test specimens are described more precisely in DIN standard 51 834 T2 [7].
2.2.1 Friction coefficient measurement
The variations in tangential force, transformed to the coefficient of friction, are recorded simultaneously as a function of time using a computer-based data acquisition system. On this test rig, just the friction coefficient during sliding motion was measured [7].





Olje / Oil
Sl. 2. Srednja vrednost koeficienta trenja
Fig. 2. Friction coefficient mean values
obremenitev/load, 300N; hertzov tlak/Hertz pressure, 3,17 GPa;
frekvenca/frequency, 50 Hz; ampiltuda/amplitude, 1000 mm; hitrost/speed, 0,05m/s;
temperatura/temperature, 50 °C; čas preskusa/duration, 120 mi.
Slika 2 prikazuje rezultate meritev koeficienta trenja. Srednja vrednost koeficienta trenja zavzema pri pogojih mejnega mazanja podobno vrednost za biorazgradljiva olja, označena z R1, S1 in H. Elementna sestava dodatkov za omenjena olja je podobna. Najvišjo vrednost koeficienta trenja kažejo mineralna olja M5, M6 in M7.
2.2.2 Nosilnost, izmerjena na napravi SRV
Preverjanje nosilnih lastnosti oljne plasti na napravi SRV ni predpisano z nobenim standardom. Postopek preskusa je opisan v literaturi [8]. Obremenitev se povečuje stopenjsko v enominutnih korakih, do
Figure 2 shows the results of the friction coefficient measurement. The mineral-based UTTO oils M5, M6, and M7 show the highest value of friction coefficient. Oil samples, contaminated with water and mineral oil labelled M5, do not show a significant difference in the friction coefficient with respect to the uncontaminated samples.
2.2.2 Load-bearing test results
Checking the load-bearing capacity of oils on the SRV test rig is not a standard test. The procedure is described in reference [8]. The load was applied progressively in one minute intervals until the
VH^tTPsDDIK
stran 294
T. Ploj - B.Kr`an - J. Bedenk - M. Feldin: Novo biorazgradljivo - A New Biodegradable
1200 N 1000
800
600
400
200
0
R1 R2          S1 S2   G    H           M3M4M5M6M7
Olje / Oil
Sl. 3. Rezultati nosilnosti izmerjeni na napravi SRV
Fig. 3. Load-bearing test results measured on the SRV test device
stopnjevanje obremenitve/load, increased in stages per 100 N;
trajanje ene stopnje/duration per stage, 1 min; hitrost/speed, 0,05m/s;
frekvenca/frequency, 50 Hz; amplituda/amplitude, 1000 mm
pretrga oljne plasti. Obremenitev, pri kateri pride do pretrga oljne plasti in se pojavi neposreden stik obeh kovinskih površin, se poda kot rezultat.
Največjo nosilnost oljnega filma smo dosegli pri preskušanju mineralnih olj UTTO, označenih z M5, M6 in M7, ki imajo največjo koncentracijo kalcija in veliko koncentracijo žvepla. Znova opazimo, da dosežejo biorazgradljiva olja R1, S2 in H enakovreden rezultat (sl. 3).
2.3 Rezultati preskušanja na napravi s štirimi kroglicami
Tri jeklene kroglice, premera 12,7 mm, so vpete s prižemo in prekrite s testnim mazivom. Četrta, zgornja kroglica iste velikosti in kakovosti, je obremenjena in se vrti. Preskuševališče je podrobno opisano s standardom DN 51350 [9].
2.3.1 Protiobrabne lastnosti
Test uporabljamo za določanje protiobrabnih lastnosti maziv, ki obratujejo v razmerah mejnega mazanja. Kakovost olj se med sabo primerja z merjenjem povprečnega premera obrabne kotanje spodnjih treh krogel.
Znova je izražena podobnost med rezultati za olja M5, M6 in M7. Nekaj večja obraba je nastala pri preskušanju olj R1, S1 in H (sl. 4).
2.3.2 Indeks nosilnosti
Preskus je sestavljen iz serije 10 sekundnih testov, pri katerih obremenitev povečujemo stopenjsko do zavaritve testnih kroglic. Po vsakem intervalu izmerimo velikost poškodbe na spodnjih treh kroglicah. Indeks nosilnosti se izračuna v skladu s standardom ASTM D-2783 [10].
oil film breaks. The load at which the lubrication film breaks and the metal-to-metal contact occurs is reported as a result.
The load-bearing test results on the SRV test rig are presented in Fig. 3. The best results were obtained with the mineral UTTO oils labelled M5, M6 and M7, which contain the highest concentration ratio of calcium and zinc. The other tested oils exhibit significantly lower load-bearing properties.
2.3 Results obtained on the four-ball test device
The three 12.7 mm diameter steel balls are clamped together and covered with the lubricant to be evaluated, a fourth ball of the same size and quality, referred to as a top ball, is pressed with a force into the cavity formed by the clamped balls. The test rig is precisely described in the DIN 51 350 standard [9].
2.3.1 Wear test results
The test is used to determine the relative wear-preventing properties of lubricants operating under boundary lubrication conditions. The oils are compared by using the average size of the scar diameters worn on the three lower clamped balls.
Similar results were obtained for oils M5, M6 and M7 in this experiment. The results for oils R1, S1 and were observed to be a little higher.
2.3.2 Load wear index
The weld load test is a series of 10 second runs where the loading is increased at specified intervals until the rotating ball seizes and welds to the other balls. At the end of each interval the average scar diameter is measured. The Load Wear Index is calculated according to the standard ASTM D-2783 [10].
gfin^OtJJlMISCSD
00-5
stran 295        |^BSSITIMIGC
T. Ploj - B.Kr`an - J. Bedenk - M. Feldin: Novo biorazgradljivo - A New Biodegradable
mm
0,8 0,7 0,6 0,5 0,4 0,3 0,2 0,1																												
																												
																												
																												
																												
																												
																												
																												



Olje / Oil
kgWl
Sl. 4. Premeri obrabnih kotanj
Fig. 4. Wear scar diameters
obremenitev/load, 392 N (40 kg); vrtilna frekvenca/rotating speed, 1500 min 1/1500 rpm;
hitrost/speed, 0,8 m/s; temperatura/temperature, 65 °C; čas preskusa/duration, 60 min
45 40 35 30 25 20 15 10 5
0
K
K
K
K
K
K
K
K
K
K
R1    R2            S1    S2     G      H             M3   M4   M5   M6   M7
Olje / Oil
Sl. 5. Indeks obrabe
Fig. 5. Load Wear Index
vrtilna frekvenca/rotating speed, 1760 ± 40 min-1/1760 ± 40 rpm; hitrost/speed, 0,9 m/s;
trajanje ene stopnje/duration, 10 s; temperatura/temperature, 18,33 to 35 °C
Podobni med rezultati za posamezna olja, ki smo jih spremljali pri poprejšnjih preskusih, pri tem preskusu ni več opaziti (sl 5). Najboljši rezultati so doseženi s testiranjem olj M7 in R1, medtem ko najnižji indeks nosilnosti kaže olje z oznako H.
2.4 Rezultati z naprave FZG
Odpornost olj proti zajedanju, jamičenju in normalni drsni obrabi je bila določena na zobniškem preskuševališču FZG. Zaradi zmanjšanja stroškov so bila za nadaljnjo preskušanje izbrana olja R1, S1, G, H in M6. Podroben opis naprave FZG in postopka preskušanja je predpisan s standardom DIN 51 354 in ISO CD 1435-1 ([11] in [12]).
The similarities between the results for some oils, which have been observed during previous tests, are here no longer seen. The best results were obtained with the oils labelled M7 and R1, whereas the oil labelled H acheived the poorest result.
2.4 Results obtained on the FZG test device
The investigations of scuffing-load capacity, pitting resistance and slow-speed high-load-wear resistance were performed with the FZG gear test rig, see Fig 6. The experiments are based on a failure of a standard test gear set, lubricated with the test oil under specific test conditions. A detailed description of the FZG test rig and the procedure can be found in the standards DIN 51 354 and ISO CD 14635-1 ([11] and [12]).
VH^tTPsDDIK
stran 296
T. Ploj - B.Kr`an - J. Bedenk - M. Feldin: Novo biorazgradljivo - A New Biodegradable
1   preskusni pastorek test pinion
2   preskusni zobnik test gear
3   prenosno gonilo slave gearbox
4   blokada sklopke brace coupling
5     zatič za blokado sklopke locking pin
6     ročica za obremenjevanje load lever and weights
7     sklopka za merjenje vrt. momenta torque measuring coupling
8     temperaturno zaznavalo temperature sensor
Sl. 6. Shematični prikaz preskusevalisča FZG Fig. 6. Schematic section of the FZG gear test rig
9    preskusno gonilo test gearbox
10    torzijska gred 1 shaft 1
11    torzijska gred 2 shaft 2
12    elektromotor electric motor
2.4.1 Odpornost proti zajedanju
Odpornost proti zajedanju smo določili s standardnim testom FZG A/8,3/90. Oznaka obremenitvene stopnje, ko vsota poškodb vseh zobnih bokov pastorka preseže širino zobnega boka, se poda kot rezultat. Če se poškodba ne pojavi tudi v dvanajsti obremenitveni stopnji, se ta vrednost upošteva kot končni rezultat [11].
Rezultati odpornosti proti zajedanju so predstavljeni na sliki 7. Najboljši rezultat smo dobili pri testiranju olja G, kar je za reduktorska olja pričakovan rezultat, preostala olja UTTO pa so dosegla enakovreden rezultat.
2.4.1 Scuffing-load capacity test
The scuffing-load capacity of the tested oils was investigated by using the standard FZG A/8.3/ 90 test. The failure load stage is the one at which the summed total width of the damaged areas on all the pinion tooth faces equals or exceeds one gear-tooth width. If the test is completed without failure, then the test finishes at the 12th stage [11].
The data from the scuffing-resistance tests on the selected oils are presented in Fig. 7. The oil formulation G acheived the best results, which is normal for the gear oil, while the UTTO oils acheived the 10th stage pass.
600 Nm
500
400-^^-
300
200
100
10
0^-------
/—y\
11
f^=r\
12
A
stopnja obremenitve FZG scuffing load stage
^L.
10
^L.
10
R1
S1
M6
Olje / Oil
Sl. 7. Rezultati preskusov zajedanja
Fig. 7. Scuffing-load capacity
stopnjevanje obremenitve od 1 do 12/load, increased in stages 1 to 12; hertzov tlak/ Hertzian stress, 146 do/
to 1841 N/mm; hitrost na kotalnem krogu/pitch line velocity, 8.3 m/s; vrtilna frekvenca pastorka/pinion
rotating speed, 2175 mni 1/2175 rpm; temperatura olja/oil temperature, 90 °C.
stran 297
glTMDDC
T. Ploj - B.Kr`an - J. Bedenk - M. Feldin: Novo biorazgradljivo - A New Biodegradable
2.4.2 Odpornost proti jamičenju
Odpornost proti jamičenju smo določili na napravi FZG z uporabo testnih zobnikov tipa C. Število vprijemov manjšega zobnika pred pojavom poškodbe se upošteva kot rezultat. Če poškodovana površina zobnega boka presega dovoljeno vrednost, se preskus ustavi. Kritično število obremenitvenih ciklov pred nastankom poškodbe je 4 odstotke površine zobnega boka (približno 5mm2) [13].

250 200 150 100 50 0

R1
S1
2.4.2 Pitting resistance test
Investigations of the pitting resistance were performed on the FZG gear test rig by using C-type test gears. The number of load cycles which cause damage to the tooth flanks is recorded. If the damaged area of the pinion flanks exceeds the permissible area, then the test run is stopped. The critical number of load cycles occurs when the damaged area of the mostly damaged tooth flanks exceeds 4 % (about 5 mm2) [13].
3,00E+07 2,50E+07 2,00E+07 1,50E+07 1,00E+07 5,00E+06 0,00E+00
H
M6
G Olje / Oil
Sl. 8. Rezultati preskusov jamičenja
Fig. 8. Pitting test results
obremenitvena stopnja/load, torque stage 9; hertzov tlak/Hertzian stress, 1651 MPa; hitrost na kotalnem
krogu/pitch line velocity, 8,3 m/s; vrtilna frekvenca pastorka/
pinion rotating speed, 2175 mni 1/2175 rpm; temperatura olja/oil temperature, 90 °C.
Rezultati odpornosti proti jamičenju, prikazani na sliki 8, kažejo veliko boljšo odpornost biorazgradljivih olj v primerjavi z mineralnim oljem UTTO.
2.4.3 Normalna drsna obraba
Za zmanjšanje drsnih hitrosti na vrhu zoba in s tem preprečitev možnost zajedanja smo v tem testu uporabili testne zobnike tipa C. Preskus je razdeljen na dve stopnji. Po vsaki stopnji se testni zobniki pregledajo vizualno in stehtajo na miligram natančno. Podatki o preskusu so zbrani v preglednici 3 [14].
Slika 9 prikazuje stopnje obrabe za izbrana olja. Rezultati ne kažejo bistvenih razlik v obrabi za testirana olja. Repično olje UTTO, označeno z R1, kaže najmanjšo stopnjo obrabe, toda razlika glede na preostala olja je zelo majhna.
3 OBRAVNAVA
Razvito olje UTTO mora zadostiti visokim zahtevam glede preprečevanja obrabe in pogojem pri visokih obremenitvah, hkrati pa mora imeti nizko viskoznost zaradi boljših lastnosti pri nizkih temperaturah. Te zahteve smo pri formulaciji olj UTTO na rastlinski osnovi R1 in S1 dosegli z uporabo Zn, P, Ca, B in S kot dodatnih elementov.
The pitting test results presented in Fig. 8 show the superior pitting resistance of the vegetable oils and the synthetic esters compared to that of the mineral UTTO oil.
2.4.3 Normal rubbing wear test
In this test, C-type gears were chosen to reduce the sliding velocity and therefore the probability of scuffing. The test procedure is divided into two stages. After each stage the test gears are inspected visually and weighed to the nearest mg. The test conditions are summarised in Table 3 [14].
Figure 9 shows the wear-rate data for the selected oils. The results indicate no significant difference in the wear investigations between the tested oils. The rapeseed UTTO, labelled R1, shows the lowest wear rate at the first stage, but there is just a slight difference between the tested oils.
3 DISCUSSION
The new UTTO oils need to satisfy high-wear and EP performance, while at the same time using low-viscosity-based oils for improved low-temperature performance. These demands were achieved by the formulation of the vegetable-based UTTO oils labelled R1 and S1, using new additive components which contain Zn, P, Ca, B, N and S. Despite the positive effects of borated
grin^(afcflM]SCLD
^BSfirTMlliC |        stran 298
h
T. Ploj - B.Kr`an - J. Bedenk - M. Feldin: Novo biorazgradljivo - A New Biodegradable
Preglednica 3. Preskusni pogoji normalne obrabe pri majhnih hitrostih Table 3. Parameters of the slow-speed wear test
stopnja preskusa / stage of the test
stopnja obremenitve /load stage (DIN 51 354 )
obremenitev / gear torque [Nm]
obodna hitrost / circumferential speed [m/s] vrtilna frekvenca / rotational speed
pastorek / pinion [min-1] zobnik / gear [min-1]
temperatura olja / oil temperature [°C]
čas / duration [h]
1
10
372,6                 372,6
0,35                   0,20
93
2
10
53
62                     35
120                    120
20,0                   30,0
25 mg
20
15
10
5
0
0            10
20           30
Čas Running time
Sl. 9. Izmerjena stopnja obrabe Fig. 9. Measured wear rate
40           50
h
Kljub pozitivnemu delovanju boratov na lastnosti EP/AW, lahko ti dodatki povzročijo v olju hidrolitično nestabilnost. Za preprečitev tega problema smo za zaščito boratovih spojin uporabili kalcijev sulfonat, ki poveča stabilnost olja pri kontaminaciji z vodo [6].
Elementna sestava aditivov kaže, da mineralna olja UTTO vsebujejo 0,05 do 0,12 %m/m fosforja, 0 do 0,36 %m/m kalcija, 0 do 0,15 % cinka in 0,63 do 1,57 % m/m žvepla. Preostala olja imajo občutno manjši delež žvepla. Sintetično olje UTTO z oznako H vsebuje enako količino cinka kakor mineralno olje, medtem ko je delež fosforja in kalcija 0,07 %m/m ter žvepla 0,17 %m/m. Elementna sestava olj UTTO na rastlinski osnovi R1 in S1 je zelo podobna sestavi sintetičnega olja UTTO z oznako H.
Srednja vrednost koeficienta trenja v razmerah mejnega mazanja je zelo podobna za olja R1, S1 in H. Elementna sestava dodatkov je podobna za vsa našteta olja. Malce višji je koeficient trenja za mineralna olja UTTO M5, M6 in M7, ki imajo največji delež kalcija in veliko koncentaracijo žvepla. Najnižjo vrednost smo izmerili pri oljih R2, S2 in G.
Slika 10 prikazuje potek koeficienta trenja v odvisnosti od časa za olji UTTO R1 in M6. V poteku krivulje za repično olje R1 je opaziti precej konic. Te konice kažejo na preboj mazalnega filma
additives on the EP/AW properties, some of these additives can suffer the drawback of hydrolytic instability. To circumvent this problem the present application utilises borated overbased calcium sulfonate, which was stable in the presence of water contamination [6].
The elemental composition of the additives has shown that the mineral UTTO oils contain 0.05 to 0.12 %m/m of phosphorous, 0 to 0.36 %m/m of calcium, 0 to 0.15 %m/m of zinc and 0.63 to 1.57 %m/m of sulphur. The other oils exhibited a much lower content of sulphur. The synthetic ester-based UTTO oil labelled H contained the same level of zinc as the mineral oils, while the amounts of phosphorous and calcium were 0.07 %m/ m, and the content of sulphur was 0.17 %m/m. The elemental compositions of the vegetable-based UTTO oils labelled R1 and S1 were quite similar to that of the synthetic ester- based UTTO formulation, labelled H.
The average friction coefficient during the boundary-lubrication conditions was quite similar for oils labelled R1, S1, H and for the reference mineral UTTO oil labelled M4. The elemental composition of the additive systems is similar for all these oils. The coefficient of friction was slightly increased for the mineral oils which contained the highest amount of calcium and sulphur. The lowest friction coefficient was obtained for the oils labelled R2, S2 and G.
Fig. 10 shows the evolution of the coefficient of friction versus time for the UTTO oils R1 and M6. There are a lot of peaks in the coefficient of friction profile for the rapeseed oil R1. These peaks
gfin^OtJJlMISCSD
00-5
stran 299        |^BSSITIMIGC
T. Ploj - B.Kr`an - J. Bedenk - M. Feldin: Novo biorazgradljivo - A New Biodegradable
in neposreden stik kovinskih površin. Posledica tega je adhezivna obraba in s tem večji premer obrabne kotanje. Pri preskušanju mineralnih olj smo torej ugotovili boljše protiobrabne lastnosti ([15] in [16]).
0,3 0,25
point to a lubrication-film breakdown, and a metal-to-metal contact which results in adhesive wear and thus a much greater wear scar diameter. The best antiwear characteristics were therefore obtained for the mineral oils ([15] and [16]).
0,2
m 0,15
0,1
0,05
0
M6
R1
0,0                          0,5                          1,0                          1,5
Čas preskusa / Duration
Sl. 10. Potek koeficienta trenja s časom Fig. 10. Coefficient of friction as a function of time
2,0
Nosilnost oljnega filma smo določili na napravah SRV in s štirimi kroglami. Rezultati na napravi SRV kažejo, da se nosilnost oljnega filma povečuje z večanjem deleža kalcija kot aditivnega elementa. Na preskuševališču s štirimi kroglami te odvisnosti nismo opazili.
Po optimiranju stroškov smo za nadaljnja testiranja na napravi FZG izbrali olja z oznakami R1, S1 G, H in M6. Rezultati preskusov kažejo, da je odpornost na obrabo biorazgradljivih olj R1, S1 in H enakovredna rezultatu za mineralno olje UTTO M6. Testirana UTTO olja so prestala 10 ali 11 obremenitveno stopnjo, kar je za tovrsten namen uporabe dober rezultat.
Znano je, da imajo viskoznost, temperatura in vrsta maziva odločilen vpliv na odpornost proti jamičenju, vrsta in koncentracija dodatkov pa le postranski pomen. Glede na dejstvo, da je obremenitev stika konstantna, imajo torne lastnosti baznega olja poglaviten vpliv na poškodbe jamičenja. Preskusi odpornosti proti jamičenju so pokazali boljšo odpornost rastlinskih olj UTTO R1 in S1 v primerjavi z mineralnim oljem UTTO M6.
4 SKLEPI
Iz predstavljenih rezultatov izhaja, da je mogoče izdelati olje UTTO na osnovi oljne repice z enakovrednimi mehanskimi lastnostmi, kakršna imajo mineralna olja UTTO.
Rezultati kažejo, da vzorci olj na rastlinski osnovi, onesnaženi z 1% vode in 10% mineralnega olja, ne kažejo večjih odstopanj od rezultatov nekontaminiranih vzorcev.
The load-bearing capacity of the oils was determined on the SRV and the Four-Ball test rig. The results obtained on the SRV test device indicate that the load-bearing capacity of the oils increased when a higher content of calcium and zinc were employed as additives. On the Four-Ball test rig we did not observe the same phenomena.
In the case of optimisation, the oils labelled R1, S1, G, H and M6 were selected for further investigations on the FZG gear test rig. The test results have shown that the scuffing-load capacity of the biodegradable UTTO oils labelled R1, S1 and H is equivalent to that of the mineral UTTO oil M6. The UTTO oils in the test exhibit a scuffing-load stage between 10 and 11, which is normal for this application.
It is well known that lubricant viscosity, lubricant type and the lubricant temperature have a strong influence on the pitting resistance, while the additive type and its concentration have only a minor influence on the endurance level. Since the contact pressures were the same in all cases, the friction characteristics of the base oil have a major influence on pitting fatigue. The test showed better pitting resistance for the vegetable UTTO oils R1 and S1 than for the mineral UTTO oil M6.
4 CONCLUSIONS
The results of this study demonstrate that it is possible to formulate a rapeseed-based UTTO oil that has mechanical properties comparable to the mineral UTTO oils.
The results show that the contaminated vegetable oil samples with 1% of water and with 10 % of mineral oil do not show a significant difference in the lubricating properties with respect to the uncon-taminated oil samples.
grin^(afcflM]SCLD
^BSfirTMlliC |        stran 300
h
T. Ploj - B.Kr`an - J. Bedenk - M. Feldin: Novo biorazgradljivo - A New Biodegradable
Pred končnim testiranjem na traktorju je treba za izbrano olje UTTO optimirati torne lastnosti, določiti združljivosti s tesnili, oksidacijsko stabilnost in izmeriti biorazgradljivost.
Before practical experiments on a farm tractor, further investigations for the selected new rapeseed-based UTTO oil should determine the friction properties, seal compatibility, oxidative stability and biodegradability.
5 LITERATURA 5 REFERENCES
[I]    Moller, U.J. (1994) Biologisch schnell abbaubare Schmierstoffe-Einfuhrung in die Problematik, in Proc. Okologische undokonomische Aspekte der Tribologie, Bartz, W.J., ed., 1, pp 1.4-1-1.4-13.
[2]   Wilkinson, J. (1993) Biodegradable lubricants - A review, in Proc. Lubricants 93, Legisa, I. HDGM,
Porec 93/234, pp 3-15. [3]   Hubmann, A. (1994) Chemie pflanzlicher Ole, in Proc. Okologische und okonomische Aspekte der
Tribologie, Bartz, W.J., ed, 1, pp 2.1-1-2.1-15. [4]   Arnsek, A., J. Vizintin (1999) Scuffing load capacity of rapeseed-based oils, Lubrication Engineering,
August 1999, pp 11-18. [5]   Gapinski, R.E., Joseph, I.E., B.D. Layzell (1994) A vegetable oil based tractor lubricant, in International
Off-Highway & Powerplant Congress & Exposition Milwaukee, Wisconsin September 12-14. [6]    Gapinski R.E., Kernizan, C.F., I. E Joseph (2000) Improved gear performance through new tractor hydraulic fluid
technology, Tribology 2000-Plus, 12th International Colloquium January 11-13, Bartz, W.J., ed, 3, pp 2269-2276. [7]   DIN 51 836, Mechanisch-dynamische Priifung im Oszilation-Friktions-Priifgerat, (1992). [8]   Optimol SRV manual, Optimol Instruments GmbH. [9]   DIN 51 350 (1977) Priifung im Shell-Vierkugel-Apparat. [10] ASTM Method D4783-88 (1987) Measurement of extreme-pressure properties of lubrication fluids (Four
Ball Method).
[II]  DIN 51 354 (1990) FZG Zahnrad-Verspannungs-Priifmaschine.
[12] ISO CD 14635-1 (1996) FZG Test procedure for relative scuffing load capacity of oils.
[13] Lehrstuhl fur Maschinenelemente Forschungsstelle fiir Zahnrader und Getriebebau (FZG) - TU Miinchen (1992) Description of the FZG-pittingtest.
[14] O’Connor, B.M., Winter, H. (1992) Use of low speed FZG test methods to evaluate tractor hydraulic fluids, Engine Oils and Automotive Lubrication, Expert Verlag.
[15] Arnsek, A., Vizintin, J. (2000) Pitting resistance of rapeseed-based oils, Tribology 2000-Plus, 12th International Colloquium January 11-13, Bartz, W.J., ed, 1, pp 143-148.
[16] Arnsek, A., Vizintin, J. (2000) Lubrication properties of rapeseed-based oils, Lubrication Science, Vol. 16, No. 4, pp 281-296.
Naslovi avtorjev: Dr. Tone Ploj Fakulteta za kmetijstvo Univerze v Mariboru Vrbanska 30 2000 Maribor	Autors’ Address: Dr. Tone Ploj Faculty of Agriculture University of Maribor Vrbanska 30 2000 Maribor, Slovenia	
Boris Kržan Fakulteta za strojništvo Univerze v Ljubljani Aškerčeva 6 1000 Ljubljana	Boris Kržan Faculty of Mechanical Engineering University of Ljubljana Aškerčeva 6 1000 Ljubljana, Slovenia	
Janez Bedenk Petrol d.d., Ljubljana Dunajska cesta 50 1527 Ljubljana	Janez Bedenk Petrol d.d., Ljubljana Dunajska cesta 50 1527 Ljubljana, Slovenia	
Marta Feldin Petrol d.d, Ljubljana Laboratorij Petrol Zaloška cesta 259 1260 Ljubljana-Polje	Marta Feldin Petrol d.d, Ljubljana Laboratory Petrol Zaloška cesta 259 1260 Ljubljana-Polje, Slovenia	
Prejeto: 29.5.2000 Received:	Sprejeto: 2.6.2000 Accepted:	
	isfinKiObJJiMiSicšn 00	
	stran 301	MlglWlDDC
© Strojni{ki vestnik 46(2000)5,302-308         © Journal of Mechanical Engineering 46(2000)5,302-308
ISSN 0039-2480                                                                                                                        ISSN 0039-2480
UDK  629.3.013:656.13                                                                                        UDC  629.3.013:656.13
Pregledni znanstveni ~lanek (1.02)                                                                Review scientific paper (1.02)
Numeri~na analiza kazalnikov izkoristka nosilnosti cestnih vozil
Numerical Analysis of the Capacity-Exploitation Parameters of Road Vehicles
Jurij Kolenc - Ivan Smerdu - Stojan Petelin
Za določanje učinkovitosti transportnega dela cestnih vozil obstajajo številni tehnično-tehnoloski in uporabnostni kazalniki, med katerimi imajo poseben pomen kazalniki izkoristka nosilnosti. V prispevku je analiziran način ugotavljanja koeficientov statične in dinamične izkoristka nosilnosti cestnih vozil ter njihove medsebojne primerjave. Numerična analiza je opravljena za primer izkoristka enega vozila v eni vožnji s tovorom, za eno vozilo v določenem časovnem obdobju, za homogeni vozni park ali skupino vozil iste nosilnosti in nehomogeni vozni park ali n skupinami vozil iste koristne nosilnosti. © 2000 Strojniški vestnik. Vse pravice pridržane. (Ključne besede: vozila cestna, nosilnost vozil, učinkovitost transporta, modeliranje numerično)
There are numerous technical, technological and exploitation parameters for determining the transportation work efficiency of road vehicles, among the most important are the capacity-exploitation parameters. In this paper, the determination of static and dynamic coefficients of the capacity-exploitation parameters of road vehicles and their mutual comparison is analysed. A numerical analysis is realised for the case of one vehicle in one ride with cargo, for one vehicle in a defined time period, for a homogeneous motor pool or a group of vehicles with same capacity and an inhomogeneous motor pool or n groups of vehicles of the same benefit capacity.
© 2000 Journal of Mechanical Engineering. All rights reserved. (Keywords: road vehicles, vehicle capacity, transportation effects, numerical modelling)
0 UVOD
Načrtovanje, raziskovanje in ocenjevanje učinkovitosti dela cestnih vozil v potniškem in tovornem prometu niso mogoči brez analize določenih kazalnikov za vrednotenje ustvarjenih rezultatov dela [1].
Obstajajo številni tehnološko-uporabnostni kazalniki dela cestnih vozil, npr. kazalniki časovne bilance dela vozil, kazalniki izkoristka prevožene poti, kazalniki pogojev pri opravljanju transportnega dela, kazalniki izkoristka zmogljivosti cestnih vozil ter prevozne zmožnosti cestnega voznega parka idr.
Med vsemi temi kazalniki, posebej pa v skupini kazalnikov izkoristka zmogljivosti cestnih vozil, so najpomembnejši tisti, ki se nanašajo na nosilnost. Slab izkoristek cestnih vozil zmanjšuje njihov transportni učinek, izražen v tonskih kilometrih (tkm), prostorninskih kilometrih (m3km) ali potniških kilometrih (pkm), kar je posebej pomembno na večjih razdaljah [3].
0 INTRODUCTION
Planning, researching and grading the work efficiency of road vehicles in public and cargo traffic is not possible without an analysis of the determined parameters for grading the acquired results of work [1].
There are numerous technological and exploitation parameters for road-vehicle work, for example: time parameters of vehicle-work balance, exploitation parameters of the transportation route, condition parameters in realising transportation work, capacity exploitation parameters of road vehicles and the transportation capability of a road motor pool etc.
Among all these parameters, especially in the group of capacity-exploitation parameters of the road vehicle, the most important are the parameters that refer to capacity. Under exploitation of road vehicles decreases their transportation effect in ton kilometres (tkm), volume kilometres (m3km) or passenger kilometres (pkm), which is especially important over longer distances [3].
grin^(afcflM]SCLD
^BSfirTMlliC |        stran 302
J. Kolenc - I. Smerdu - S. Petelin: Numeri~na analiza - Numerical Analysis
Izkoristek nosilnosti cestnih vozil se ugotavlja z numerično analizo modelov statične in dinamične izkoriščenosti koristne nosilnosti in njihovih medsebojnih odnosov.
1 RAČUNSKI MODEL STATIČNEGA IZKORISTKA NOSILNOSTI CESTNIH VOZIL
Model statičnega izkoristka nosilnosti cestnih vozil predstavlja način ugotavljanja koeficienta statičnega izkoristka kot razmerja količine prepeljanega tovora in količine tovora, ki bi lahko bila prepeljana pri popolnoma izkoriščeni nosilnosti.
Koeficient statičnega izkoristka cestnih vozil (g) dobimo z naslednjimi enačbami.
The capacity exploitation of road vehicles is determined with the help of numerical analysis models of static- and dynamic-benefit capacity exploitation and their mutual comparison.
1 NUMERICAL MODEL OF STATIC CAPACITY EXPLOITATION FOR ROAD VEHICLES
The model of static-capacity exploitation for road vehicles represents the way of establishing the coefficient of static exploitation compared to the quantity of transportation goods and the quantity of goods that could be transported by complete capacity exploitation.
The coefficient of static exploitation for road vehicles (g) is determined with the following equations.
- Za eno vozilo v eni vožnji s tovorom:
- For one vehicle in one drive with cargo:
qx g= q
(1),
kjer sta:
q - dejanska količina tovora, ki je prepeljana v eni
vožnji s tovorom, qx - koristna nosilnost vozila.
- Za eno vozilo v določenem časovnem obdobju:
where:
q - is the real quantity of cargo that is transported in
one drive with cargo, qx -is the benefit capacity of road vehicles.
- For one vehicle in a determined time period:
kjer sta:
Q1-količina tovora, ki je prepeljana z enim vozilom
v določenem časovnem obdobju, Z - število voženj s tovorom v določenem časovnem x obdobju.
- Za homogeni vozni park ali skupino vozil iste koristne nosilnosti v določenem časovnem obdobju:
Q
/ j qxi        / j qxi
qZx
x q
(2),
where:
Q1-is the cargo quantity that is transported with one
vehicle in a determined time period, Zx- is the number of drives with cargo in a determined
time period.
- For a homogenous motor pool or a group of vehicles with the same benefit capacity in a determined time period:
x qx  2qxi
qAZx    qAZx
x q
(3),
kjer so:
Q -količina dejansko prepeljanega tovora, q -koristna nosilnost enega vozila, AZ - število voženj voznega parka s tovorom v določenem časovnem obdobju.
where:
Q - is the cargo quantity which is actually transported, q - is the benefit capacity of one vehicle, AZx- is the number of drives in a motor pool with cargo in a determined time period.
- Za nehomogeni vozni park ali več skupinami vozil iste koristne nosilnosti:
g'
- For an inhomogeneous motor pool or more groups of vehicles of the same benefit capacity:
n
Y.Qi      YsAZxi qigi    n AZxi qigi
n i=1-----=    n--------= i=1  n------                                     (4),
L,AZxiqi      LAZxi qi       qQLAZxi
stran 303
glTMDDC
g
J. Kolenc - I. Smerdu - S. Petelin: Numeri~na analiza - Numerical Analysis
kjer je:
T.Qi = AZx1q1g1+Zx2q2g2
where: + AZxi qigi
AZxnqngn
oziroma skupna količina tovora, ki jo prevažajo vse        in other words, the total cargo quantity which is trans-
skupine vozil, ter razmerje količin, ki bi se lahko        ported by all groups of vehicles and compared to the
prepeljale, če bi nosilnost vseh vozil v vseh skupinah        quantities that could be transported if the capacity of
in pri vsaki vožnji s tovorom bila popolnoma        all vehicles in all groups and in all drives with cargo
porabljena.                                                                  would be totally exploited.
n E AZxi qi   = AZx1q1 + AZx 2q2 +... + AZxi qi +...+ AZxnqn
i _1
q’   - povprečna nosilnost heterogenega voznega parka za obseg prevoza.
Iz enačbe za koeficient statičnega izkoristka nosilnosti cestnega vozila izhaja:
q’Q - is the average capacity of a heterogeneous motor pool for transportation volume.
This equation originates from the equation for the coefficient of static-capacity exploitation of road vehicles:
n
TQi=gTAZxi qi=gq'TAZxi
(5),
Ker so nosilnosti cestnih vozil po posameznih skupinah različne (q1 *q2*qi*q), se pojavlja problem določanja povprečne nosilnosti vozil v nehomogenem voznem parku.
V praksi se najpogosteje uporablja razmerje celotne nosilnosti vseh vozil v voznem parku in števila vozil v voznem parku, ki se dobi po enačbi [5]:
Because the capacities of road vehicles in individual groups are different (q1 *q2*qi*q), there is the problem of determining the average capacity of vehicles in an inhomogeneous motor pool.
In practice, the most frequently used relation is the total capacity of all vehicles in the motor pool and the number of vehicles in the motor pool. It is defined by equation [5]:
n
Ak1q1+Ak2q2+... + Aknqn     i=1' Aq
+ A   +... +
n
(6).
Ko v enačbo za obseg prevoza vstavimo                     When we insert the average capacity of all
povprečno nosilnost vseh vozil (q’ ), dobimo za        vehicles in the equationn for the volume of transpor-
n Qi:                                             s                            tation (q’s), we obtain gQi :
n n               g 2-1 Akiqi      2-1 AZxi
g T AZiqi =     i=1=   i =1
i=1
i =1
g'Y.AZxi
oziroma
or
n
Y.AZxi
Dinamična povprečna nosilnost cestnih vozil za obseg prevoza heterogenega voznega parka (q’Q), ki se edina lahko uporablja pri preračunu, je v bistvu povprečna koristna nosilnost vozil pri vsaki vožnji s tovorom celotnega heterogenega voznega parka, izračunamo pa jo z enačbo:
(7).
The dynamic average capacity of road vehicles for the transportation volume of a heterogeneous motor pool (q’Q), which can only be used for calculating, is really the average benefit capacity of vehicles in every drive with cargo of the total heterogeneous motor pool. This equation defines it as:
Y,AZxi qi
TAZxi i=1
AZx1q1 + AZx2q2 + ...+ AZxiqi +...+ AZxnqn AZ   + AZ   +...+ AZ  +...+ AZ
qQ
VH^tTPsDDIK
stran 304
J. Kolenc - I. Smerdu - S. Petelin: Numeri~na analiza - Numerical Analysis
qQ' =
zAZxi qi
Š1
Q ~n
(8).
qQ*qS
V posebnih primerih je povprečna nosilnost za obseg prevoza celotnega heterogenega voznega parka (q’) enaka statični srednji vrednosti (q’). To se dogaja Q ko sta izpolnjena naslednja dva pogoja [6]:
-     da je knjigovodsko število vozil v vseh n skupinah vozil enako,
-     da je vsaka skupina vozil heterogenega voznega parka opravila enako število voženj s tovorom.
Ta pogoja lahko prikažemo na naslednji način:
In special cases, the average capacity for the transportation volume of the total heterogeneous motor pool (q’Q) is identical to the static medium value (q’s). This happens when these two conditions are realised [6]:
-    that the bookkeeping number of all vehicles in all n groups is the same,
-     that all groups of vehicles of the heterogeneous motor pool realise the same number of drives with cargo.
These conditions can be shown in this way:
Ak1 = Ak 2 = Ak 3 = ... = Akn = ... = Ak i
AZx1
AZ    =AZ
AZ
AZ
Če spoštujemo navedene pogoje, dobimo (q’s) po enačbi:
n]A ki q i
qs'
nA
If we consider the listed conditions, we obtain (q’s):
A        qi        7    qi
i1                          (9),
s
k (q1 + q2 + ...+ qn)
nA
nA
kjer je:
n - število skupin vozil heterogenega voznega parka
qQ
AZxq1 + AZxq2 +...+ AZxqn     AZx(q1 + q2 +...+ qn)
where:
n - is the number of group vehicles in the heterogeneous motor pool
nAZn
nAZ
nAZ
Tako je dokazana enakost (q’ = q’ ) v primeru, ko sta izpolnjena navedena pogoja, kar pa se v praksi zelo redko pojavlja.
2  RAČUNSKI MODEL DINAMIČNEGA IZKORISTKA CESTNIH VOZIL
Model dinamičnega izkoristka nosilnosti cestnih vozil oziroma koristne nosilnosti, pomeni način ugotavljanja koeficienta dinamičnega izkoristka kot razmerja med skupno opravljenim transportnim delom in mogočim transportnim delom.
V nasprotju s koeficientom statične izkoriščenosti koristne nosilnosti cestnih vozil, ki upošteva količino dejansko prepeljanega blaga, vključuje koeficient dinamične izkoriščenosti koristne nosilnosti tudi razdalje, na katerih se tovor prevaža [5].
Koeficient dinamičnega izkoristka nosilnosti se določa po naslednjih enačbah.
The equality is proven in this case (q’Q = q’s), when the listed conditions are met, however, this is rare in practice.
2 NUMERICAL MODEL OF THE DYNAMIC EXPLOITATION OF ROAD VEHICLES
The model for the dynamic-capacity exploitation of road vehicles, or benefit capacity, presents a way of establishing the coefficient of the dynamic exploitation in relation to the totally realised transportation work and the possible transportation work.
As distinguished from the coefficient of static exploitation of benefit capacity of road vehicles that considers the quantity of actually transported goods, the coefficient of dynamic exploitation of benefit capacity also includes the distance over which the cargo is transported [5].
The coefficient of dynamic capacity exploitation is determined with the following equations:
- Za eno vozilo in eno vožnjo s tovorom:
- For one vehicle and one drive with cargo: qL       qL      q
x   stx            xtx            x
qLs
stx
qLt
q
tx
(10),
gfin^OtJJIMISCSD
00-5
stran 305        |^BSSITIMIGC
d
J. Kolenc - I. Smerdu - S. Petelin: Numeri~na analiza - Numerical Analysis
- za eno vozilo v določenem časovnem obdobju:
- for one vehicle in a determined time period:
S
/ , (qxLtx )i     2-i (qx Ltx )i
x (qLtx)i     q x,Ltx
(11).
kjer so:
S - opravljene transportne storitve,
S ak - največje število možnih storitev,
n - število voženj s tovorom v določenem časovnem
obdobju, q - količina tovora, ki se prepelje v posameznih x vožnjah, L -razdalja s tovorom v posameznih vožnjah, Lstx - srednja razdalja ene vožnje s tovorom.
- Za homogeni vozni park ali skupino cestnih vozil iste nosilnosti:
where:
S -  are the realised transportation services, Smaks - is the maximum number of possible transportation services, n -  is the number of drives with cargo in a determined time period, qx-  is the cargo quantity during individual drives, Ltx- is the distance with cargo for individual drives, Lstx - is the medium distance of one drive with cargo.
- For a homogenous motor pool or a group of road vehicles with the same capacity:
d
S ALtq
/ , (qxLtx )i     2-i( qx tx )i     2-i (qx Ltx )i
x (qLtx )i        q   x Ltx
qALt
(12),
kjer sta:
AZx - število voženj s tovorom vsega voznega parka,
AL - razdalja s tovorom vsega voznega parka.
where:
AZx - is the number of drives with cargo for a motor
pool, ALt - is the total distance for the whole motor pool
with cargo.
- Za heterogeni vozni park:
n Si      n Si
- For a heterogeneous motor pool:
n
z2ALti qidi   n.ALtiqidi
ESmaxi  z2ALti qi   Y,ALtiqi    q'z2ALti
(13),
kjer je vsota opravljenega transportnega dela vseh skupin vozil v voznem parku:
where the amount of realised transportation work for all groups of vehicles in the motor pool:
!Si = ALt1q1d1+ALt2q2d2+... + ALtiqidi+... + ALtnqndn
in razmerje možnega transportnega dela vsega heterogenega voznega parka:
n Y.ALti qi=ALt1q1+ALt2q2
3 PRIMERJAVA STATIČNEGA IN DINAMIČNEGA IZKORISTKA CESTNIH VOZIL
Za eno cestno vozilo v nekem časovnem obdobju ali za homogeni vozni park oziroma skupino vozil iste nosilnosti je ugotovljeno, da je koeficient dinamičnega izkoristka nosilnosti večji ali manjši od koeficienta statičnega izkoristka za tolikokrat, kolikokrat je srednja razdalja transporta ene tone tovora večja ali manjša od srednje razdalje vožnje s tovorom, to je:
and the relation of the possible transportation work heterogeneous motor pool:
... + ALti qi .+... + ALtn qn
3 COMPARISON OF STATIC AND DYNAMIC EXPLOITATION OF ROAD VEHICLES
For one road vehicle in a determined time period or for a homogenous motor pool or a group of vehicles of the same capacity it is determined that the coefficient of dynamic-capacity exploitation is bigger or smaller than the coefficient of static exploitation. This coefficient is bigger or smaller by the number of times the medium distance of the transportation of one ton of cargo is bigger or smaller than the medium distance of the drive with cargo:
VBgfFMK
stran 306
d
J. Kolenc - I. Smerdu - S. Petelin: Numeri~na analiza - Numerical Analysis
d=
d g
S
g =
Q
ALtq               qAZx
S ALtq     SAZx
Q       Q-ALt
qazx
S Q
AZx      1 =
= Lst     in/and      ALt     Lstx
ter/then
dL
st1
= gL
stx
(14),
kjer je:
Lst1 - srednja razdalja prevoza ene tone tovora.
To razmerje ne velja za ves heterogeni vozni park. Pri koeficientu dinamičnega izkoristka koristne nosilnosti (d) je težni faktor povprečne nosilnosti število kilometrov s tovorom, pri koeficientu statičnega izkoristka (g) pa je število voženj s tovorom [3].
ali/or     d-Lstx=g-Lst1
where:
L    - is the medium distance travelled with one ton st of cargo.
This relation does not consider all of the heterogeneous motor pool. The coefficient of dynamic exploitation of benefit capacity (d) is an estimated factor of the average capacity of the number of kilometres with cargo. The coefficient of static exploitation (g) is the number of drives with cargo [3].
Ker je:
n
d'=i =1------------; g=i=1
Since:
n
Halti qi
i=1
;L'    =  i =1
n                                   stx            n
n
TALti qid
;L'.=i=1-----------
^azxi qi             ZAZxi            TAZxiqig i
je/is     d'L'stx = g'Lst1 nlALtiqidi llALti     Y.ALti qidi
i=1                       i=1
EALti qi   Y.AZxi        ^AZxiqi
i=1                        i=1
Ž ALtiqidi Ž ALti Ž AZxiq = L ALtiqidi Ž ALtiqi Z AZx
i=1        i=1
n
Y.AZxiqi   n.ALti qi
JAZxi     YALti
(15).
Ta enakost ni točna in tudi razmerje (d-Ltx=g-Lstx)         This equality is not correct and the relation
ne velja, ker je:                                                             (d-Lstx = g-Lstx) is not valid, because:
n
YAZxi qi                            YALti qi
in/and         n ALti              ter/and      qQ * qS
TAZxi i=1
i=1
razen v primeru, ko so izpolnjeni pogoji, velja enakost:        except in the case when the conditions are met:
qS' =qU' =qQ'
grin^diJjpsflDsijai
00-5
stran 307        |^TlliSSinMlGC
J. Kolenc - I. Smerdu - S. Petelin: Numeri~na analiza - Numerical Analysis
4 SKLEP
Numerična analiza kaže način ugotavljanja statične in dinamične izkoriščenosti nosilnosti cestnih vozil ter njihov vpliv na transportni učinek. Statični in dinamični izkoristek cestnih vozil je pri tem analiziran z vidika števila voženj z cestnimi vozili, časovnega obdobja in sestave voznega parka.
S primerjavo numerične analize statične in dinamične nosilnosti cestnih vozil je ugotovljeno, da je za eno vozilo ali skupino vozil iste nosilnosti za določeno časovno obdobje koeficient dinamičnega izkoristka večji ali manjši od koeficienta statične izkoriščenosti za tolikokrat, kolikokrat je srednja razdalja transporta ene tone ali m3 tovora večja ali manjša od srednje razdalje transporta s tovorom.
Za heterogeni vozni park to ne velja, temveč je pri koeficientu dinamične izkoriščenosti koristne nosilnosti utežni faktor povprečne nosilnosti število kilometrov s tovorom, pri koeficientu statičnega izkoristka pa je to število voženj s tovorom.
4 CONCLUSION
The numerical modelling shows a way of establishing the static- and dynamic-capacity exploitation of road vehicles as well as their influence on the transportation effect. The said exploitation of road vehicles is analysed with respect to the number of drives by road vehicles, time period and the structure of the motor pool.
By comparing the static and dynamic capacity of road vehicles it has been established that for one vehicle or a group of vehicles of the same capacity for the determined time period the coefficient of dynamic exploitation is bigger or smaller than the coefficient of static exploitation. The difference is found to be proportional to the difference between the medium distance of the transportation of one ton or m3 of cargo and the medium distance of the transportation with cargo.
For a heterogeneous motor pool this does not work, therefore the coefficient of the dynamic exploitation of benefit capacity has the estimated factor of the average capacity number of kilometres with cargo, whereas the coefficient of static exploitation presents the number of drives with cargo.
5 LITERATURA 5 REFERENCES
[1] Shave, V., VA. Michel (1998) The impact of driver and flow variability capacity estimates of permissive movements. Transportation Research, Part A: Policy and Practice, Vol. 32.A, No. 7, 509-527.
[2] Grubbstrom, R. W. (1998) Transportation inventory optimisation - A note. Proceedings of the 2 rd International Conference on Traffic Science ICTS’98, Trieste-Patras, 125-129.
[3] Kolenc, J. (1999) Modeling of the transportation route in the processes of transporting goods. Proceedings of the 3 rd International Conference on Traffic Science ICTS’99, Portorož, 17-28.
[4] May, A.D. (1990) Traffic flow fundamentals. Prentice-Hall, New Jersey.
[5] Vuchic, V. (1981) Urban public transportation. Prentice-Hall, New York.
[6] Kolenc, J. (1998) Organization and technology in the road traffic, Faculty of Maritime Studies and Transportation, Portorož.
Naslov avtorjev:  prof.dr. Jurij Kolenc dr. Ivan Smerdu profdr. Stojan Petelin Fakulteta za pomorstvo in promet Univerze v Ljubljani Pot pomorščakov 4 6320 Portorož
Authors’ Address: Prof.Dr. Jurij Kolenc Dr. Ivan Smerdu Prof.Dr. Stojan Petelin Faculty of Maritime Studies and Transportation University of Ljubljana Pot pomorščakov 4 6320 Portorož, Slovenia
Prejeto: Received:
23.3.2000
Sprejeto: Accepted:
2.6.2000
grin^(afcflM]SCLD
^BSfiTTMlliC |        stran 308
© Strojni{ki vestnik 46(2000)5,309-317         © Journal of Mechanical Engineering 46(2000)5,309-317
ISSN 0039-2480                                                                                                                        ISSN 0039-2480
UDK 007.52.001.41                                                                                                       UDC 007.52.001.41
Strokovni ~lanek (1.04)                                                                                                    Speciality paper (1.04)
[olski robot SLR 1500 - razvoj in simulirni program
The SLR 1500 Training Robot - Development and Simulation Program
Juraj  Urí~ek - Viera  Poppeová  - Róbert   Zahoranský
Šolski robot SLR 1500 je bil razvit na Univerzi v Žilini in na IQM Zvolen (Slovaška) za pouk robotike na visokih olah in univerzah. Njegov razvoj povezuje programiranje, tehnično kibernetiko, reševanje problemov vodenja, razvoj krmilnih sistemov za industrijske robote in delovanje numerično krmiljenih strojev. Šolski robot SLR 1500 ima rotacijske členke. Ima pet prostostnih stopenj, tri od njih so namenjene za zagotavljanje lege orodja v prostoru, preostali dve določata njegovo usmeritev glede na predmet, ki ga premika. © 2000 Strojniški vestnik. Vse pravice pridržane. (Ključne besede: roboti učeči, razvoj robotov, programi simulacijski, kinematika robotov)
The SLR 1500 training robot was developed at the University ofŽilina and at IQM Zvolen (Slovakia) for the teaching of robotics at high schools and universities. Its design incorporates assistance with the programming, the technical cybernetics, solving the drive control problems, the design of the control system for industrial robots and operation of NC machines. The SLR 1500 training robot has an angular design. It has five degrees of freedom and three of them serve to position the end effector in space and the remaining two determine its orientation with respect to the object being manipulated. © 2000 Journal of Mechanical Engineering. All rights reserved. (Keywords: training robots, development of robots, simulation programs, robot kinemtics)
0 UVOD
Kinematična struktura šolskega robota SLR 1500 je sestavljena iz rotacijskega telesa, dveh ročic in zapestnega mehanizma. Vsi deli so povezani z rotacijskimi členki, tako da ročici nista v isti ravnini, ampak se premikata ena glede na drugo. Takšna konstrukcija dovoljuje izjemno veliko območje vrtenja posamezne ročice (sl. 1). Parametri robota:
število prostostnih stopenj: 5
ponovljiva natančnost lege : 0,25 mm za ponovni
gib ročice v eni smeri
največji vodoravni doseg od rotacijske osi enote:
640 mm
največji rotacijski kot vrtilne enote: 330°
največji rotacijski kot spodnje ročice: 165°
največji rotacijski kot zgornje ročice: 270°
največji rotacijski kot zapestja: 300°
največji prečni rotacijski kot zapestja: 270°
največja delovna hitrost vrtilne enote, spodnje
ročice: 130°/s
zgornje ročice: 130°/s
prečna rotacija zapestja: 130°/s
rotacije zapestja: 300°/s
pozicioniranje: koračni števci
0 INTRODUCTION
The kinematic structure of the SLR 1500 robot consists of a rotational waist, two arms and a wrist mechanism. All parts are connected with rotational joints in such a way that the arms are not in the same plane but are moved with respect to each other. Such a design allows an extremely large rotational range of the individual arms (Fig. 1). The robot parameters:
number of degrees of freedom: 5 repeatable positional accuracy: 0.25 mm for repeated arm movement in one direction maximum horizontal range from the axis of the rotational unit: 640 mm
maximum rotation angle of the rotational unit: 330° maximum rotation angle of the lower arm: 165° maximum rotation angle of the upper arm: 270° maximum rotation angle of the wrist: 300° maximum lateral rotation angle of the wrist: 270° maximum operational speed of the rotational unit, lower arm: 130°/s upper arm: 130°/s wrist pitch: 130°/s wrist rotation: 300°/s positioning: incremental counters
stran 309
-
-
-
-
J. Urí~ek - V. Poppeová - R. Zahoranský: [olski robot - The Training Robot
Sl. 1. Dimenzije in območja vrtenja elementov kinematike šolskega robota SLR 1500 Fig.1. Dimensions and ranges of the SLR 1500 training robot kinematic elements rotation
Sl.2. Šolski robot SPL 1500 Fig. 2. The SPL 1500 training robot
Krmilni sistem robota obsega računalnik z vmesnikom RS 232C. Za računalnik je bila potrebna posebna programska oprema za upravljanje krmilnega sistema. Zahtevam krmilnega sistema je ustrezal programski jezik RAMAS [2]. Ta programski jezik je bil razvit v VUKOV Prešov družbi (Slovaška) za programiranje APR-20
The control system of the robot consists of a computer with an RS 232C interface. For this computer, special software was required for the functions of the control system. The needs of the control system were satisfied with the RAMAS programming language [2]. This programming language was developed in the VUKOV Prešov company (Slovakia)
grin^(afcflM]SCLD
^BSfiTTMlliC |        stran 310
J. Urí~ek - V. Poppeová - R. Zahoranský: [olski robot - The Training Robot
industrijskega robota s krmilnim sistemom RS-4A. Njegovi ukazi se lahko delijo v več skupin: urejevalnik ukazov, navodila in ukazi za gibanja, tehnološki, krmilni, aritmetični, logični, čakalni ukazi, nato ukazi, ki so namenjeni za ustavljanje, pomožni ukazi in drugi.
1 SIMULIRANJE
Izraz simuliranje običajno pomeni opazovanje in študij obnašanja sistema in temelji na modelu sistema. Sistem sestoji iz urejenega para množic, pri katerem ena od množic pomeni predmete (točke, komponente itn.), druga pa opisuje razmerja med njimi.
Grafični model, ki bi predstavljal obnašanje resničnega robota zelo natančno, bi bil zelo zahteven in neučinkovit. Za simuliranje ne potrebujemo informacij o barvi, hrapavosti ali materialu. Vse bolj pa zahtevamo podatke o izmerah, obliki in značilnosti kinematičnih elementov in seveda o kinematičnih značilnostih razmerja med njimi. Kar je pomembno za simuliranje robota, je torej opis lege elementov glede na dejavnosti robota, za katere je namenjen. Najsi bo to pobiranje predmeta, premikanje zadnjega elementa z ene točke k drugi (z nedoločeno potjo ali z linearno interpolacijo) ali simuliranje njegovega ročnega krmilja.
Za simuliranje robota je bila potrebna informacija o izmerah in značilnostih njegovih kinematičnih elementov. Po poenostavitvi zapletenega simulirnega problema smo opravili naslednje poddejavnosti: določitev kinematične sestave končnih točk v prostoru, tridimenzionalno predstavitev posameznih komponent robota na računalniškem zaslonu, rešitev interpolacije za prostorske premike robota in problem urejanja programa v posebnem jeziku. Za predstavitev komponent robota so bila uporabljena mnogokotna telesa.
Gibanje se izvede po vstopu v programski ukaz s parametri koordinat premika končne točke. Iz teh koordinat so najprej izračunane koordinate robota (rotacije posameznih členkov) in nato se vsi elementi začnejo premikati v ustrezno smer z največjo hitrostjo.
Če je tirnica določena, potem jo tvori interpolator. Interpolacija nadomesti dano tirnico s sistemom koračnih premikov v smeri koordinatnih osi tako, da se izračunana tirnica najbolje ujema z izvirno zahtevano tirnico. Ta tirnica mora zadostiti zahtevam po natančnosti. Še več, od interpolacijske metode pričakujemo zanesljivost, natančnost, preprostost in hitrost interpolacije.
Poznamo dva standardna interpolacijska postopka: digitalno diferencialno interpolacijo (DDI - DDA), ki temelji na diferencialnih enačbah krivulje,
for programming the APR-20 industrial robot with the RS-4A control system. Its commands can be divided into several groups: editing commands, move instructions and commands, technological, control, arithmetical, logical, waiting, interruption serving, help commands and others.
1 SIMULATION
By simulation, we generally understand the observation and study of a system’s behaviour based on its model. The system consist of an ordered pair of sets, where one of the sets represents the objects (items, components and so on) and the other describes the relations between them.
A graphical model, which would represent the behaviour of a real robot in great detail would be very difficult and also ineffective. For a simulation we do not need information about the colour, roughness, or material. Rather we require information about the dimension and shape and the character of the kinematic elements and of course about the kinematic character of the relationship between them. What is important for a robot simulation is therefore the depiction its element position with respect to activities the robot is performing. Either the picking up of an object, moving the end element from one point to another (with no trajectory specification or with linear interpolation) or the simulation of its manual control.
For the simulation of the robot information about the dimensions and the characteristics of its kimenatic elements was required. After the simplification of the complex simulation problem, the following main subtasks were encountered: determination of the kinematic structure end points in space, 3D representation of the individual robot components on the computer screen, the interpolation solution for the robot’s 3D movement, and the problem of program editing in a special language. Polygonal bodies were used for the representation of the robot components.
The movement is executed after entering a program instruction with the coordinate parameters of the movement end point. From these coordinates the robot coordinates are first calculated (rotations of individual joints) and then all the elements start to move with the maximum speed in the appropriate direction.
If the trajectory is specified, then it is generated by interpolator. The interpolation replaces a given trajectory with a system of incremental movements in the direction of the coordinate axes in such a way that the resulting trajectory is in maximum accordance with the originally requested trajectory. This trajectory must satisfy the requirements for precision. Moreover, from the interpolation method we expect the reliability, accuracy, simplicity and speed of interpolation.
We recognise two standard interpolation procedures: digital differential interpolation (DDA) which is based on the differential equation of the
| gfin=i(gurMini5nLn 00-5_____
stran 311         I^BSSIfTMlGC
J. Urí~ek - V. Poppeová - R. Zahoranský: [olski robot - The Training Robot
ki pomeni tirnico, in neposredno računanje funkcije (NRF - DFC), ki temelji na analitičnih izrazih krivulje.
Za simuliranje rokovanja s predmetom mora biti omogočeno odpiranje in zapiranje prijemala. Za predstavitev te operacije uporabljamo vrednost notranjega parametra, ki je namenjen za odpiranje / zapiranje prijemala in hkratno sprostitev / prijemanje predmeta. Stavčni prepis v jezik RAMAS bo torej: FLAG + F0, da se prijemalo zapre in FLAG - F0, da se odpre.
Simuliranje ročnega krmiljenja daje občutek o robotovem gibanju v delovnem okolju. To je vrtenje robota okrog vodoravne osi, vrtenje posameznih ročic okoli lastnih osi, vrtenje prijemalnega mehanizma okoli stranske in vzdolžne osi in tudi odpiranje in zapiranje prijemala. Dalje, ročno krmiljenje robota dovoljuje, da si predstavljamo delovni doseg robota in njegove mejne lege. Gibanje v posamezno smer se sproži s pritiskom na tipke računalniške tipkovnice.
Po poenostavitvi zapletenega simulirnega problema naletimo na naslednje glavne podnaloge:
-    določitev kinematične zgradbe končnih točk v prostoru;
-    prostorska predstavitev posameznih komponent robota na računalniškem zaslonu (transformacija prostora v ravnino z ohranitvijo vidnosti);
-    rešitev z interpolacijo za robotove prostorske gibe;
-    problem urejanja programa v jeziku RAMAS, njegov zapis, shranjevanje, nalaganje in izvajanje simuliranja.
Ustvarjanje algoritma sledi razčlembi problema v manjše in preprostejše podprobleme, za katere je laže najti rešitev. Podproblemi so opisani v diagramu poteka. Domnevati je bilo mogoče, da je glavni simulirni program zmožen izpeljati nalogo. Kasneje so bila ta dela do potankosti izvedena v programskem jeziku PASCAL.
Težava se pojavi pri razumevanju programa, ker krmilni jezik RAMAS in programski ukazi za simulirni program niso združljivi. Program RAMAS je ASCII tekstovna datoteka urejena v poljubnem urejevalniku besedila. Morali smo razviti komponento, ki bo rabila za prilagoditev (prevod) programa RAMAS seznamu ukazov, ki jih bo simulirni program razumel.
Algoritem za ta prevajalnik temelji na diagramu poteka. Na temeljih tega diagrama poteka smo izdelali podprogram v jeziku PASCAL, ki prebere program RAMAS, vrstico za vrstico, odkriva ukaz in sledeč njegovim značilnostim in parametrom, pokliče primeren postopek, ki izvede dejavnost natanko po navodilih.
Kot interpolacijski postopek, ki najbolj ustreza našim potrebam, je bila izbrana metoda DDI. Glede na neposredno računanje iz funkcije je njena
^BSfirTMlliC |        stran 312
curve which represents the trajectory and DFC (Direct functional calculation), which is based on the analytical expression of the curve.
For the simulation of object manipulation it must be possible to ensure opening and closing of the end effector. For the representation of this operation we use a value of internal flag, which will stand for opening / closing of the gripper and at the same time, release / pick-up of the object. The syntactical transcription in the RAMAS language will be then: FLAG +F0 to close the gripper and FLAG -F0 to open the gripper.
The simulation of manual control gives an idea about the robot’s movement in the working area. This is the robot’s rotation around the horizontal axis, the individual arms rotation around their axes, the gripper mechanism rotation around the lateral and transverse axes and also the opening and closing of the gripper. Further, the manual control of the robot allows us to imagine the robot’s working range and its boundary positions. The movement in an individual direction is realised by pressing keys on the computer keyboard.
After the simplification of the complex simulation problem we encounter the following main sub-tasks:
-    determination of the kinematic structure end points in space;
-    3D representation of individual robot components on the computer screen (space transformation to a plane with visibility preservation);
-    interpolation solution for robot 3D movement;
-    problem of program editing in RAMAS language, its writing, saving, loading and execution of the simulation.
The algorithm creation follows the practice of problem decomposition into smaller and simpler sub-problems, for which the solution is easier to find. The sub-problems are described in the flow diagram. The main simulation program was supposed to be able to execute these tasks. Later, these tasks were in detail worked out in the PASCAL programming language.
Since the controlling language is RAMAS and the language instruction for the simulation program are not compatible, we have a problem of program interpretation. The RAMAS program is an ASCII text file edited in an arbitrary text editor. We have had to develop a component, which would serve for adaptation (translation) of the RAMAS program to a list of instructions understandable by the simulation program.
The algorithm for this translator is based on a flow chart. On the basis of this flow chart we have created a subprogram in the PASCAL language, which reads the RAMAS program, line by line, detects the instruction and following its character and parameters, it calls an appropriate procedure, which executes an action particularly for this instruction.
As an interpolation procedure, which best suits our needs, the DDA method was chosen. Its advantage with respect to direct functional calculation is that the DDA
J. Urí~ek - V. Poppeová - R. Zahoranský: [olski robot - The Training Robot
prednost v tem, da interpolator DDI neposredno izračuna funkcijo s stalnimi koraki tirnice. S tem načinom nastaja gibanje iz sunkov in njihovo pogostnost, ki so poslani posamezni osi. Če imamo dve točki, A(xA, yA , zA) in B(xB, yB , z), mora interpolator tvoriti tirnico med njima z delitvijo tirnice na n odsekov. Na enak način tudi deli na n odsekov tirnico v posamezni osi. Izmere posameznih korakov po osi i, i, i so določene.
x y z Interpolator doseže končno točko giba v vsako smer po izvedbi ustreznega števila korakov. Večje ko je število sunkov na časovno enoto, manjši je korak (inkrement) in natančnost premika je potem večja. Krmilni sistem mora tudi rešiti obratno transformacijo z interpolacijo kartezičnih koordinat v robotske koordinate z visoko frekvenco.
Manj zahteven primer je, če naj bi končni element dosegel končno točko brez opisa tirnice. Za začetne in končne točke se izračunajo lokalne koordinate robota A(cp1A, <n, m, m, m ) in B(cp1B, cp2B, <p3B, cp4B, ep 5B). Za vsak členek se določita smer in kot giba. Če vrednost spremenljivke doseže vrednost kota v končni legi, se gibanje v tej točki ustavi.
Za programiranje robota potrebujemo razmerje med njegovimi lokalnimi koordinatami in globalnim koordinatnim sistemom in nasprotno in iz znanih globalnih koordinat moramo določiti lego
z [mm] t
interpolator directly calculates the function with constant trajectory increments. With this approach, the movement is derived from impulses sent to individual axes related to their frequency. If we have two points, A(xA, yA, zA) and B(xB, yB, zB), the interpolator must generate the trajectory between them by dividing the trajectory into n segments. In the same way, it also divides into n segments a trajectory in each individual axis. The dimensions of individual axes increments iX, iY, iZ are determined.
After the execution of the appropriate number of steps in each direction the interpolator reaches the end point of the movement. The higher the number of impulses per time unit, the smaller is the unit step (increment) and the movement precision is then also higher. The control system must also solve the inverse transformation from the interpolation Cartesian coordinates to robot coordinates with higher frequency.
A less complicated case is when the robot end element is supposed to reach the end point without trajectory specification. For starting and ending points the robot local co-ordinates are calculated as
A(j1A, j2A, j3A, j4A, j5A) and B(j1B, j2B, j3B, j4B, j5B). For each joint, the direction and the angle of the movement are determined. If the value of a variable reaches the value of the angle in the end position, the movement at this point is terminated.
For the robot programming we need to know the relationship between its local coordinates and the
rTk^J
r [mm]
Sl. 3 Kinematična shema robota Fig. 3. The robot kinematic scheme
stran 313
J. Urí~ek - V. Poppeová - R. Zahoranský: [olski robot - The Training Robot
kinematičnih elementov - lokalnih koordinat robota. Prvi primer se imenuje neposredna transformacija in drugi obratna transformacija.
Za neposredno transformacijo potrebujemo razmerja med koti členkov in kartezičnimi koordinatami, da bi izrazili lego končnega elementa v koordinatnem sistemu, ki je pripet na temelj robota.
Začnemo pri kinematični sestavi robota. Slika 3 prikazuje komponente robota v koordinatnem sistemu, ki ima izhodišče premaknjeno v presečišče med telo in prvo ročico. Izmere posameznih komponent in relativni koti zasukov členkov so pomembni za transformacijo. Vhodne spremenljivke so potem:
-    dolžina ročice (določena s konstrukcijo robota) -R1, R2, R3
-    relativni koti členkov - y m, j3,
-    zasuk robota okoli z osi I
Najprej moramo izračunati absolutne kote med posameznimi ročicami in ravnino xy:
d = j1 b = j1- j2 a = j1- j2 - j3 = b - j3
in potem transformacijo v cilindrične koordinate:
r = i? cosd + i? cosb + i? cosa, z = i? sind + i? sinb +
i?sina, u = y
in nato v kartezične koordinate:
x = (i? cosd + i? cosb + i? cosa)cosy, y = (i? cosd +
i?cosb + i?cosa)siny,
z = i?sind + i?sinb +i?sina.
Obratna sredstva transformacija robota je bolj zahtevna in rešitev je mogoča samo za nekatere skupine sorazmerno preprostih kinematičnih sestav. Dokazati je mogoče, da so to v glavnem tiste, pri katerih tri osi zadovoljujejo enega od naslednjih pogojev:
-    če so translacijske,
-    če so rotacijske z enim sečiščem - sferni členek,
-    če so rotacijske z vzporednimi osmi.
Te omejitve vplivajo na oblikovanje mehanskih komponent sodobnih manipulatorjev Za želeno lego in usmerjenost končnega elementa mehanskega sistema v koordinatnem sistemu, ki je povezan z izhodiščem, je treba določiti lokalne koordinate robota.
Načini, s katerimi lahko izpeljemo grafično simuliranje, so lahko različni:
-    Najpreprostejša je simbolična projekcija robota v tri ravnine: od spredaj, s strani in od zgoraj.
-     Bolj realističen prikaz prostorskega objekta je aksonometrična predstavitev. Kinematične komponente robota lahko nadomestimo z osnovnimi prostorskimi telesi. Ta telesa so najpogosteje prizme ali telesa, določena s končnim številom ravnih površin - poligoni. Če so ta telesa zapletena in je njihova aksonometrična projekcija nejasna, je treba model prikazati stvarno z upoštevanjem vidnosti robov in ploskev.
Za grafično upodobitev prostorskih
global coordinate system, and also vice versa, and from the known global coordinates we need to determine the position of its kinematic elements - local robot coordinates. The first case is called the direct transformation and the second is the inverse transformation.
For the direct transformation we need to use the relations between joint angles and Cartesian coordinates and to express the end element position in a coordinate system fixed to the robot base.
We start from the robot kinematic structure. Fig. 3 shows the robot components in the coordinate system, the origin of which is translated to the intersection between the waist and the first arm. The dimensions of individual components and relative joint rotation angles are important for the transformation. Input variables are then:
-   arm length (determined by robot design) - R1, R2, R3,
-   relative joint angles - j1, j2, j3,
-   robot rotation around z axis y.
First we have to calculate the absolute angles between the individual arms and the plane xy: d = j1; b = j1- j2; a = j1- j2 - j3 = b - j3 and then a transformation to cylindrical coordinates: r = R1cosd + R2cosb + R3cosa, z = R1sind + R2sinb + R3sina, u = y
and then to Cartesian coordinates: x = (R1cosd + R2cosb + R3cosa)cosy, y = (R1cosd + R2cosb + R3cosa)siny, z = R1sind + R2sinb + R3sina.
The inverse transformation of the robot is more complicated and the solution is possible only for a certain class of relatively simple kinematic structures. It is possible to prove that they are mainly those, in which the three axes satisfy one of the following conditions:
-   they are transitional,
-   they are rotational with one intersection - a spherical joint,
-   they are rotational with parallel axes.
These constraints influence the design of mechanical components of contemporary manipulators. For the required position and orientation of the end element of the mechanical system in the coordinate system connected with the origin, it is necessary to determine the robot’s local coordinates.
Ways in which one can realise a graphical simulation can be different:
-   The simplest one is a symbolical projection of the robot to three planes from the front, the side and the top.
-   A more realistic representation of 3D object is an axonometric representation. Kinematic components of the robot can be replaced by the basic 3D bodies. Such bodies are frequently the prisms or bodies specified by a finite number of plane surfaces - polygons. If these bodies are complex and their axonometric representation is unclear, it is necessary that the model is represented realistically respecting visible and invisible edges and surfaces.
VBgfFMK
stran 314
J. Urí~ek - V. Poppeová - R. Zahoranský: [olski robot - The Training Robot
objektov na ravnini (kot računalniški zaslon) uporabljamo različne metode predstave. Večinoma so središčne, vzporedne ali pravokotne projekcije.
Za prikaz komponent robota uporabljamo poligonalna telesa (stranice so prikazane s poligoni). Računalnik mora delovati enako kakor dejanski objekt v dejanskem okolju, z drugimi besedami, njegova komponenta se mora gibati skladno s kinematičnimi zvezami med njimi. Zato moramo poznati transformacije, ki dovoljujejo telesu, da se giblje v katerokoli točko prostora in vrtenje telesa okoli katerekoli koordinatne osi.
Kinematične komponente robota SLR 1500 so telesa splošne oblike, omejena z ravnimi in krivimi ploskvami. Če simuliranje teče v realnem času, moramo dovoliti nekatere poenostavitve:
-    ravne ploskve so prikazane kot poligoni s poljubnim številom oglišč,
-    krive ploskve (sferične in cilindrične) so prikazane s poljubnim številom ravnih ploskev.
Če želimo podati dovolj informacij o telesu, moramo prepoznati vsako njegovo stranico, robove in oglišča. S takim sistemom lahko ustvarimo sestavo vhodnih informacij o telesu. Zato je sestavljenja pomembno za računalniško grafiko.
Da bi se grafični model gibal enako kakor dejanski robot, moramo določiti kinematične odvisnosti za grafično prikazovanje ročic. Izpolnjeni morajo biti naslednji pogoji:
-    Rotacija ročice 1 spremeni relativni kot (koordinate robota) in absolutni kot med ročico 1 in ravnino xy. Druge ročice (2, 3) se vrtijo skupaj z ročico 1.
-    Samo njuna absolutna kota a in b se z ravnino xy spremenita. Njuna relativna kota z ročico 1 se ne spremenita.
-    Vrtenje ročice 2 spremeni relativni kot j1 včlenku in absolutni kot b. Ročica 3 se vrti skupaj z ročico 2. Samo absolutni kot a se spremeni, relativni kot z ročico 2 se ne spremeni.
-    Enako velja tudi za ročico 3 (zapestje) z razliko, da nobeno telo več ne rotira, če ni v zapestju nobenega predmeta.
3 PRINCIPI GRAFIČNEGA PRIKAZA
MODELA NA RAČUNALNIŠKEM
ZASLONU
Ker smo hoteli ohraniti vidnost teles, so prikazana samo oglišča, pri katerih sta usmerjenost in projekcija enaki kakor usmeritev vhodnih podatkov (samo vidne strani). Točke, ki ustvarjajo posamezne ravnine, se najprej preračunajo (glede na točko opazovanja) na ravnino zaslona (3D v 2D). Za prikaz celotnega modela se moramo odločiti o vidnosti in potem narisati 61 poligonov na zaslon.
For graphical depiction of the 3D object in 2D space (such as computer screen) we use several representation methods. Most of the time they are centre, parallel and right angle projection.
For the robot component representation we use polygonal bodies (their sides are represented by polygons). The computer must behave in the same way as the real object does in the real world, in other words its component must move in accordance with the kinematic relation between them. Therefore, we have to know the transformations, which allow the body to move to any point in space and rotation of the body around any coordinate axis.
The kinematic components of the SLR 1500 robot are bodies of a general shape bounded by planar and curved surfaces. If the simulation is running in real time, we must allow several simplifications:
-    planar surfaces are represented by polygons with an arbitrary number of vertices,
-    curved surfaces (spherical and cylindrical) are represented by an arbitrary number of planar surfaces.
If we want to present sufficient information about the body, we need to encode each of its sides, edges and vertices. With the help of such a system we can create the structure of input information about the body. Therefore, the structuring is important for computer graphics.
In order to keep the graphical model moving in the same way as the real robot, we need to determine the kinematic relationships of graphical objects representing the arms. The following conditions must be satisfied:
-    The rotation of the arm 1 changes the relative angle (robot coordinate) and absolute angle, between the arm 1 with the plane xy. The remaining arms (2, 3) rotate together with the arm 1.
-    Only their absolute angles a and b with the plane xy are changed. Their relative angles with arm 1 do not change.
-    The rotation of the arm 2 changes the relative angle j1 in the joint and the absolute angle b. The arm 3 rotates together with the arm 2. Only the absolute angle a is changed and the relative angle with arm 2 does not change.
-    The same holds also for the arm 3 (wrist), with a difference when no object is picked up, no body rotates any more.
3 PRINCIPLES OF GRAPHICAL MODEL
REPRESENTATION ON THE COMPUTER
SCREEN
Because we wanted to keep the visibility of the bodies, only the vertices in which the orientation in the projection is same as the orientation of input data are shown (only visible sides). The points which create individual planes are first recalculated (according to the given viewpoint) to the plane of the screen (3D to 2D). For the depiction of the whole
| gfin=i(gurMini5nLn 00-5_____
stran 315        I^BSSIfTMlGC
J. Urí~ek - V. Poppeová - R. Zahoranský: [olski robot - The Training Robot
tloris plan view
koordinate coordinate axis
točke / points
točka štev. / point No.
simulacija / simulation
zapis točke / point’s record
konec / end
linearno / linear
koordinate telesa body’s coordinates
začetno stanje body’s reset
Sl. 4. Simuliranje šolskega robota SLR 1500 Fig.4. The simulation of SLR 1500 training robot
Hitrost risanja je odvisna od hitrosti računalnika in velikosti in hitrosti njegovega slikovnega pomnilnika.
4 SKLEP
Simulirni program omogoča tvorbo programov za šolski robot SLR 1500 ali z izvajanjem programskih ukazov v jeziku RAMAS ali ročno z učenjem gibanja robota. Tak program je mogoče kasneje urediti z urejevalnikom programov.
Odkar deluje simulirni program s programskim jezikom RAMAS, ki ga uporablja večina robotov slovaške proizvodnje, ga je mogoče uporabiti za poučevanje programiranja industrijskih robotov. Simuliranje se izvede v aksonometrični projekciji in upošteva vidnost robov in ploskev, kar pomaga pri prikazu konkretnega  stanja.
Po tem, ko je razvoj krmilnika za robota SLR 1500 končan, je mogoče razširiti te simulirne programe s komunikacijskim modulom. To omogoča pošiljanje razvitih in s simuliranjem preskušenih programov naravnost v pomnilnik krmilnega sistema s serijskim vmesnikom.
model we have to decide about the visibility and then draw 61 polygons to the screen. The speed of drawing depends on the speed of the computer and size and speed of its video memory.
4 CONCLUSION
The simulation program allows us to create the programs for the SLR 1500 training robot either by executing RAMAS language commands or by manually teaching the robot movement. Such a program can be later edited in the program editor.
Since this simulation program works with the RAMAS programming language, which is used in the majority of robots of Slovak production, it is possible to use it for the teaching of industrial robots programming. The simulation is realised in an ax-onometric view and respects the visibility of the edges and surfaces, which helps us to visualise the concrete situations.
After the development of the hardware control system for the SLR 1500 robot is finished, it is possible to extend this simulation software with a communication module. This would allow as to send the created and simulation verified programs directly to the memory of the control system via a serial interface.
grin^(afcflM]SCLD
^BSfirTMlliC |        stran 316
J. Urí~ek - V. Poppeová - R. Zahoranský: [olski robot - The Training Robot
5 LITERATURA 5 REFERENCES
[1] Poppeova, V., Uriček, J., M. Maca (1998) Simulation program of training robot SLR 1500. Proceedings of
the 9th Internationalle DAAAM Symposium. Cluj-Napoca, Romania. [2] Programming language RAMAS. (1985) VUKOV Presov, Slovakia. [3] Manas, S., Sykora, P., J. Behalova (1994) Automatizovane konstruovani II. ČVUT Praha. [4] Kolibal, Z. (1992) Prumyslove roboty I. VUT Brno. [5] Demeč, P., K. Madač (1990) Automatizacia inzinierskych prac pri navrhu komponentov progresivnej
vyrobnej techniky Zbornik vedeckych prac VST Kosice, Alfa Bratislava.
Naslov av	torjev:    Dr. Juraj Uriček, Dr. Viera Poppeova Robert Zahoransky Oddelek za meritve in avtomatizacijo Fakulteta za strojništvo Univerze v Žilini 010 26 Žilina, Slovak Republic	Authors’ Address: Dr. Juraj Uriček, Dr. Viera Poppeova Robert Zahoransky Department of Measurement and Automation Faculty of Mechanical Engineering University of Žilina 010 26 Žilina, Slovak Republic
Prejeto: Received:	12.7.1999	Sprejeto: 2.6.2000 Accepted:
© Strojni{ki vestnik 46(2000)5,318-321         © Journal of Mechanical Engineering 46(2000)5,318-321
ISSN 0039-2480                                                                                                                        ISSN 0039-2480
UDK  620.193:620.18:669.14:621.774.2         UDC  620.193:620.18:669.14:621.774.2
Strokovni ~lanek (1.04)                                                                                                    Speciality paper (1.04)
Analiza po{kodbe cevovoda iz nerjavnega jekla
Analysis of a Stainless Steel Pipeline Failure
Dimitrij Kmeti~ - Roman Celin
V prispevku je opisan postopek preiskave poškodbe ravnega dela cevovoda iz nerjavnega jekla. Med pretakanjem tekočine je prišlo do puščanja cevovoda. Pri vizualnem pregledu je bila odkrita netesnost ob sočelnem zvaru cevovoda. Preiskave izrezanega dela cevovoda na Institutu za kovinske materiale in tehnologije so obsegale vizualni pregled, kemično analizo, natezni preskus osnovnega materiala in zavarjenega spoja, mikrostrukturne preiskave ter kemijsko analizo korozijskih produktov. Predstavljeni so rezultati posameznih preiskav.
© 2000 Strojniški vestnik. Vse pravice pridržane. (Ključne besede: korozija jamičasta, jekla nerjavna, mikrostrukture, cevovodi)
In this paper procedure of analysis of a failure detected on a straight part of a stainless steel pipeline is described. A leak occurred during operation of a pipeline. Visual inspection detected a leak near butt weld. Investigation of the cut off piece from pipeline took place on Institute of metals and technology which included visual examination, chemical analysis, tensile tests, microstructural analysis and corrosion products analysis. Results of analysis are presented.
© 2000 Journal of Mechanical Engineering. All rights reserved. (Keywords: crevice corossion, stainless steel, microstructure, pipeline)
0 UVOD
Inštitut za kovinske materiale in tehnologije je dobil v preiskavo ravni del cevi s sočelnim zvarom dimenzij f 150 x 500 x 2,9 mm. Cevovod je zgrajen iz nerjavnega austenitnega jekla kakovosti AISI 304L. Sočelni zvar je bil zavarjen po postopku TIG z dodajnim materialom kakovosti E 308L-E. Med pretakanjem tekočine je prišlo do puščanja cevovoda. Poškodba se je pojavila v področju toplotno vplivane cone zvara. Na Inštitutu za kovinske materiale in tehnologije so bile opravljene preiskave, ki naj bi odkrile vzrok nastanka poškodbe. Pri vizualnem pregledu poškodbe se je izkazalo, da gre po videzu sodeč za primer jamičaste korozije austenitnega nerjavnega jekla.
Jamičasta korozija je primer lokalne korozijske poškodbe materiala. Posledica take poškodbe materialov je nastajanje jamic na površini. To je značilno predvsem za materiale, ki tvorijo pasivne plasti. Vpliv na nastajanje jamic ima tudi mikrostruktura materiala. Pri nerjavnem austenitnem jeklu lahko različne faze, kakor so nekovinski vključki, d ferit, s faza, izločeni karbidi po kristalnih mejah ter posledice varjenja zmanjšajo odpornost proti jamičasti koroziji.
1 PREISKAVE
Preiskave so obsegale vizualni pregled, kemično analizo nerjavnega jekla, natezni preskus osnovnega materiala in zavarjenega spoja, mikrostrukturne preiskave osnovnega materiala in zavarjenega spoja ter kemijsko analizo korozijskih produktov.
1.1 Vizualni pregled
Na sliki 1 je prikazana poškodba na zunanji površini cevi ob sočelnem zvaru, ki je bila vzrok za netesnost. Ob poškodbi so bili na površini cevi korozijski produkti rjave barve, ki smo jih z lahkoto odstranili s krpo. Pod njimi korozijskih poškodb nismo opazili. V notranjosti so bile poleg že odkrite poškodbe opažene še plitve jamice, slika 2.
Površina korozijskih jamic in ozko področje okoli njih je kovinske barve. Na ostali površini okoli korozijskih jamic so korozijski produkti, pod katerimi nismo opazili znakov razjed. Področje korozijskih poškodb je omejeno na zelo ozko področje v toplotno vplivani coni zvara. Ta cona zvara pomeni nezveznost v mikrostrukturi, zato so pogoji za korozijske procese v tem področju ugodnejši. Poškodbe niso nastale v
grin^(afcflM]SCLD
^BSfirTMlliC |        stran 318
D. Kmeti~ - R. Celin: Analiza po{kodbe na cevovodu - Analysis of a Pipeline Failure
Sl. 1. Luknja na zunanji površini cevi
področju, kjer pri varjenju kristalna zrna zrastejo, temveč v področju, kjer se osnovni material ogreje na temperaturo od 800 OC do 550 OC in se lahko iz austenita izločajo karbidi. Na preostalem delu zvara in na osnovnem materialu korozijskih poškodb nismo opazili.
1.2 Kemijska analiza
Kemijska analiza jekla, iz katerega je izdelan cevovod, je potrdila, da gre za nerjavno jeklo z naslednjo kemijsko sestavo: 0,023% C, 0,50% Si, 1,58%Mn, 0,002% S, 0,029% P, 18,5% Cr, 8,7% Ni, 0,19% Mo, 0,19% Cu, 0,009% Ti in 0,025% Nb. Jeklo ustreza kakovosti AISI 304L (DIN X2 CrNi189) z majhnim deležem ogljika. Takšen delež ogljika je ugoden za varjenje. Kinetika precipitacije karbidov v toplotno vplivani coni je pri varjenju takega jekla zelo počasna.
1.3 Natezni preskus
Preskušance za natezne raziskave smo pripravili iz osnovnega materiala in s področja zavarjenega spoja. Rezultati preskušanja so podani v preglednici 1 in so povprečne vrednosti nateznega preskusa treh preskušancev
Iz rezultatov nateznih preskusov je razvidno, da ima osnovni material ustrezno napetost tečenja in trdnost. Ploščati preskušanci z zvarjenim
Preglednica 1. Rezultati nateznih preskusov vzorcev
Sl. 2. Korozijske jamice na notranji površini cevi
spojem so se pretrgali v osnovnem materialu, kar pomeni, da je bil zvarjeni spoj kakovostno zavarjen.
1.4 Mikrostrukturne preiskave
Mikrostruktura osnovnega materiala je prikazana na sliki 3.
Sl. 3. Mikrostruktura osnovnega materiala cevi
Austenitna zrna vzorca imajo velikost 6 po razvrstitvi ASTM. d ferita je malo (2%) in je močno deformiran. Nekovinski vključki in ferit d so razporejeni v nizih, ki so usmerjeni v smeri valjanja.
Na slikah 4 in 5 sta prikazani mikrostrukturi zvara in prehoda zvara v osnovni material.
S slike 4 je razvidno, da v austenitni mikrostrukturi zvara, v kateri je 10% d ferita, ni
vzorec	Rp0,2 MPa	Rm MPa	razteznost A %	skrčenje Z %
osnovni material	323	644	66	66
zvarjeni spoj	326	646	--	--
gfin^OtJJIMISCSD
00-5
stran 319        |^BSSITIMIGC

D. Kmeti~ - R. Celin: Analiza po{kodbe na cevovodu - Analysis of a Pipeline Failure
Sl. 4. Mikrostruktura zvara
Sl. 5. Prehod iz zvara v osnovni material
Sl. 6. Mikrostruktura ob korozijski jamici
nobenih posebnosti. V toplotno vplivani coni, slika 5, ni nenormalno velikih kristalnih zrn in ne izločenih karbidov po kristalnih mejah zrn. Pri pregledu mikrostrukturnih značilnosti zavarjenega spoja v področju brez poškodb nismo opazili znakov začetka korozijskih procesov.
Na sliki 6 je prikazana mikrostruktura ob korozijski jamici, pri kateri je prišlo do netesnosti. Tudi na tem področju nismo opazili v mikrostrukturi nobene posebnosti.
1.5 Pregled poškodb v SEM in elektronska mikroanaliza korozijskih produktov
Korozijske jamice in področje okoli teh poškodb smo pregledali v vrstičnem elektronskem mikroskopu (VEM - SEM). Poškodbe so prikazane na slikah 7 in 8. Korozijske poškodbe so omejene le na jamice, ki so sorazmerno ozke in globoke. Področje okoli jamic pa je praktično nepoškodovano. Poškodbe so zelo ozkega lokalnega značaja.
r		.	
		Hr ' '	
&	#*/$»	h - ¦     - r. ;.	
	V w		t
V.; .			
'¦**$L&			
	'-40--		
			
Sl. 7. SEM posnetek jamice na notranji površini cevi (pov. 50-krat)
Sl. 8. SEM posnetek gnezda jamic na notranji površini cevi (pov. 10-krat)
VH^tTPsDDIK
stran 320
D. Kmeti~ - R. Celin: Analiza po{kodbe na cevovodu - Analysis of a Pipeline Failure
ES                                                   Ca                                               Cl
Sl. 9. Posnetek elektronske sestave in specifična X posnetka kalcija in klora v korozijskih produktih
Na SEM smo naredili tudi elektronsko mikroanalizo korozijskih produktov ob korozijskih poškodbah. V teh produktih smo poleg elementov iz jekla zasledili veliko kalcija in klora. Na sliki 9 je prikazan elektronski posnetek korozijskih produktov in specifična X posnetka kalcija in klora.
Koncentracija elementov je sorazmerna gostoti belih pik na posnetkih. Oba elementa izhajata iz vode, s katero se je verjetno izpiral cevovod. Vzrok za jamičasto korozijo so kloridi.
3 SKLEP
Na izrezanem delu cevovoda s premerom 150 mm, izdelanega iz nerjavnega austenitnega jekla AISI 304L, ki smo ga dobili v analizo, smo naredili kemično analizo, mehanske preiskave in metalografske preiskave. Na sorazmerno majhnem področju so v toplotno vplivani coni sočelnega zvara cevi nastale jamičaste korozijske poškodbe. Na eni od jamic je prišlo do netesnosti. Površina jamic je kovinska, brez korozijskih produktov, kar kaže, da je korozijski proces dejaven. V korozijskih produktih smo z elektronsko mikroanalizo zasledili navzočnost klora.
V mikrostrukturi jekla nismo opazili nobenih posebnosti. Jeklo ima majhen delež ogljika.
Sočelni zvar je kakovostno izveden in v toplotno vplivanem področju nismo opazili nenormalne rasti austenitnih zrn in ne karbidov, izločenih po mejah kristalnih zrn. Jeklo ima majhen delež ogljika in ima tudi dodatek niobija, zato karbidov tudi pri preiskavah na SEM pri večjih povečavah nismo opazili. Karbidi, izločeni po mejah austenitnih kristalnih zrn, so vzrok za medkristalno korozijo, teh pa na vzorcih nismo opazili.
Jamičasta korozija je značilna za kovine, ki tvorijo pasivne plasti. Jeklo AISI 304L ni odporno proti ionom Cl, ker se ti vgrajujejo v pasivacijsko plast. Nastali korozijski produkti se odtapljajo in pasivacijska plast je zato nestabilna. Jamičasta korozija poteka le na lokalnih mestih, izguba materiala zaradi korozije je majhna, zaradi hitrega napredovanja jamic v globino pa so poškodbe hude.
Korozijske poškodbe so le na sorazmerno majhnem področju. Mnenja smo, da so to področja kjer je po izpiranju cevovoda ostala voda, v kateri se je zaradi izhlapevanja koncentracija kloridov povečevala. Jamičasta korozija poteka bistveno hitreje v mirujoči tekočini. Razmere za korozijske procese so v toplotno vplivani coni ugodnejše. Jamičasta korozija je potekala na teh področjih in v končni fazi je nastala na cevovodu netesnost.
4 LITERATURA
[1] Vehovar, L. (1991) Korozija kovin in korozijsko preizkušanje. Samozaložba, Ljubljana.
[2] Sedriks, A. J. (1979) Corrosion of stainless steels. J. Wiley, New York.
[3] Fontana, M. G. (1986) Corrosion engineering. Mc Graw Hill, New York.
[4] Herro, H. M., D. R. Port (1993) The Nalco guide to cooling water system failure analysis. Mc Graw Hill
Naslov avtorjev:  Dimitrij Kmetic Roman Celin
Inštitut za kovinske materiale in tehnologije Lepi pot 11 Ljubljana
Prejeto:      1.3.2000
Sprejeto:     2.6.2000
stran 321
glTMDDC
© Strojni{ki vestnik 46(2000)5,322                             © Journal of Mechanical Engineering 46(2000)5,322
ISSN 0039-2480                                                                                                                        ISSN 0039-2480
Poro~ila                                                                                                                                                                    Reports
Poro~ila
Reports
Kme~ka lon~ena akumulacijska pe~ za centralno ogrevanje
Projektant Jože Zajc, inž. str. iz Dola pri Ljubljani je tradicionalno lončeno peč oplemenitil s sodobno ogrevalno tehniko in nastala je nova peč, imenovana KLAP central, kmečka lončena akumulacijska centralna peč. Gre za inovativno združitev tradicionalne in sodobne ogrevalne tehnike (kmečke peči in centralnega ogrevanja), ki v sistemu združuje prednosti obeh načinov gretja. Jože Zajc je sistem pri Uradu RS za intelektualno lastnino tudi patentiral.
Pri centralnem ogrevanju KLAP je v kurišče kmečke peči nameščen menjalnik toplote, ki poleg tega, da segreva sanitarno vodo, tudi pošilja toplo vodo v sistem talnega ogrevanja, ta v tem sistemu nadomešča radiatorje. Sama peč daje približno polovico potrebne toplote za gretje dnevnih bivalnih prostorov, druga polovica pa se ogreje prek talnega ogrevanja.
Ker gre za nizkotemperaturno ogrevanje, pri katerem je temperaturna razlika med ogrevalom in zrakom v ogrevanem prostoru le 5 do 10 stopinj Celzija, boste s tem načinom centralnega ogrevanja preprečili prehitro kroženje zraka v ogrevanem prostoru in s tem dviganje prahu, ki pri običajni izvedbi centralne kurjave
z radiatorji povzroča občutek, da je zrak v prostorih presuh.
Poleg tega ima ta način ogrevanja tudi zelo velik izkoristek (od 88 do 97 %). Sistem ne potrebuje kurilnice, ima veliko sposobnost akumulacije (200 kWh) in dolgo dobo trajanja (30 let).
Za izvedbo ogrevanja po sistemu KLAP boste porabili za 10 do 20 % manj denarja, kakor bi ga za izvedbo običajnega radiatorskega centralnega ogrevanja. Vsako zimo boste prihranili tudi 25 % energije, seveda pa mora zato sistem izpolnjevati nekaj pogojev. Potrebna sta predvsem dober dimnik in pravilen način kurjenja.
Sistem, kot projekt in izvedba, je tudi zelo primeren za ogrevanje gradov in podobnih poslopij. Pripravljajo se idejni projekti za ogrevanje s sistemom KLAP na gradu Turjak.
Za vse nasvete se zahvaljujem doc. dr. Ivu Bajsiču.
Vsem, ki vas omenjeni način gretja zanima, priporočamo, da se za podrobnejše informacije obrnete na Jožeta Zajca.
Jože Zajc (povzeto po Adutu, 2.6.2000)
VH^tTPsDDIK
stran 322
© Strojni{ki vestnik 46(2000)5,323-325 ISSN 0039-2480 Strokovna literatura
© Journal of Mechanical Engineering 46(2000)5,323-325
ISSN 0039-2480 Professional Literature
Strokovna  literatura
Professional Literature
Nove  knjige
John Wiley & Sons Limited, Chichester Holzapfel, G.A.: Nonlinear Solid Mechanics, ca. 400
str., 34,95 GBP; Svrcek, W.Y., Mahoney, D.P., Young, B.: A Real Time
Approach to Process Control, ca. 350 str., 24,95
GBP; Boresi, A.P.: Elasticity in Engineering Mechanics, ca.
308 str., 51,95 GBP; Davis, W.T.: Air & Waste Management Air Pollution
Engineering Manual, ca. 1008 str., 96,50 GBP;
Robinson, G.K.: Practical Strategies for Experimenting, ca. 232 str., 39,95 GBP;
Gresho, P.M., Sani, R.L.: Incompressible Flow and the Finite Element Method; Volume 1, Advection-Diffusion, ca. 528 str., 45 GBP; Volume 2, Isothermal Laminar Flow, ca. 528 str., 45,00 GBP;
Saatdjian, E.: Transport Phenomena, From the Conservation Equations to the Numerical Solution, ca. 400 str., 55,00 GBP.
Iz revij
IZ DOMAČIH REVIJ
Livarski vestnik, Ljubljana
1999,  5-6
Paulin, A., Jerkin, H., Medved, J.: Študij prenosa toplote pri ulivanju enostavnih oblik
Les, Ljubljana
2000,  4
Medved, S.: Določanje velikosti lesnih iveri Tratnik, M.: Načrtovanje fleksibilnih proizvodnih sistemov s teorijo čakalnih vrst
Obzornik za matematiko in fiziko, Ljubljana 2000, 1
Strnad, J.: Premo centralno gibanje J. Vege
Organizacija, Maribor, Kranj 2000, 2
Lobnikar, B., Pagon, M., Duffy, M., Ganster, D.C.: Dejavniki deviantnega vedenja slovenskih policistov
Petrovčič, I., Jereb, J.: Kadri v novi tehniški gimnaziji
2000, 4
Zupan, N.: Nove internet tehnologije za elektronsko
poslovanje Hribar, U.: Varne elektronske transakcije Zemljarič, B.: Namen in uporaba posplošenega
mrežnega diagrama pri planiranju projektov
Nova proizvodnja, Ljubljana 2000, 1
Pesek, M., Marin, B.: Avtomatski varilski filter Orešnik, K., Zapušek, A.: Analiza plinastih vzorcev v laboratoriju Erico Velenje
Sporočila Urada za standardizacijo in meroslovje,
Ljubljana 2000, 4
Luckmann, M.: Začel je veljati nov pravilnik o
napravah in opremi cestnih vozil Javni razpis za prijavo za PRSPO za leto 2000
IZ TUJIH REVIJ
Automatika, Zagreb 1999, 1-2
Meigas, K., Lass, J., Kattai, R: Non-contact Measurement of Skin Vibrations Induced
Štimac, A., Komeštik, V, Štimac, T.: An Approach to Calibrating Ultrasonic Surgery Equipment
Kesič, P.: Vortex Flowmeter for Liquid and Gas Flow Measurement
Engineering Review, Rijeka
1998,  18, 1-100
Obsieger, B.: Analiza hidrodinamičkog podmazivanja
kod stepenastog klizača primjenom metode rubnih
elemenata Staniša, B., Pominič, L.: Napetosna korozija turbinskih
diskova Obsieger, B.: Formulacija metode rubnih elemenata
za analizu Saint-Venantova uvijanja Pirš, J.: O nekim rezultatima ispitivanja strukture
materijala cilindra za sušenje papira
Strojarstvo, Zagreb
1999, 3, 4
Vehovar, L., Pervan, P, Milun, M.: XPS Investigation of Corrosion-resistant Films Formed on Alloyed Cast Steels
Benčič, Z.: Svijet modela i svijet proizvoda
griTMBlJJIMISCSD
00-5
stran 323         |^BSSIrTMlGC
Strojni{ki vestnik - Journal of Mechanical Engineering
Pregelj, A., Drab, M., Kumperščak, V., Paulin, A., Mozetič, M.: Ionizacijski mjerači vakuuma s hladnom katodom
Tehnički vjesnik, Slavonski Brod
1999,  1, 2
Aračič, S.: Ponašanje boriranog čelika Č3840 u
erozijsko-korozijskoj otopini NaCl Dabič, M.: Technology transfer in 21st century Kljajin, M.: Design for disassembly
CDA
Condizionamento dell’aria Riscaldamento Refrigerazione, Milano
2000,  1
Cucumo, M., De Rosa, A., Ferraro, V., Kaliakatsos, D.: Raffrescamento passivo degli edifici
2000, 2
Bozzini, G., Caon, S., Lombardi, C, Sacchi, A., Soma,
F.: Incertezze strumentali nella contabilizzazione
del calore con metodi indiretti Cattaneo, P., Nocera, U., Silvestri, M.: I collaudi degli
impianti aeraulici a fini di benessere; Terza parte:
Le predisposizioni per le misure Lazzarin, R.: Refigerazione e cogenerazione;
Techniche disponibili e potenzialita di sviluppo
2000, 3
Fucci, F, La Fianza, G.: Diffusione dell’aria; Studio fluidodinamico di alcune tipologie di getti
Lazzarin, R.: Refrigerazione e cogenerazione; Techniche disponibili e potenzialita di sviluppo
Forum - Technische Mitteilungen Thyssen Krupp,
Dusseldorf 1999/2
Gorg, R.-K., Wickel, K.-H.: Architectural design -
present and future Marquering, M.: Highly effective thermal insulation
using VIS
Ocene  knjig
J. Case - L. Chilver - Carl T.F. Ross: Strength of Materials and Structures
Zal.: Arnold & J.Wiley & Sons Inc., New York,
Toronto, 4. izd. 1999.
Obseg: format 17 x 24 cm, XIV + 706 strani, 352 slik,
10 preglednic.
Cena je 19.99 GBP.
Četrta izdaja knjige, ki je prvičizšla leta 1951 in je v okviru prvih treh izdaj doživela še devet ponatisov, predstavlja posodobljen ter elementarno napisan učbenik trdnosti gradiv in konstrukcij.
^BSfirTMlliC I        stran 324
Hiibner, O.: Thyssen PVC profile systems for the building sector
HLH
Heizung Luftung/Klima Haustechnik, Dusseldorf
2000/3
Brandstatt, P., Leistner, P.: Akustische Modellierung
bei tiefen Frequenzen Zwickler,  R.:  Zur Problematik des Begriffs
Nutzungsgrad
2000, 4
Weier, H.: Genauigkeit der Blower Door-Messung Sentek J., Bommes, L: Einfluss der Schaufelform auf Dis-
sipation und Schallemission bei Radialventilatoren Brandschutz bei Raumentliiftungen nach DIN 18017,
Teil 3
IDR, Industrial Diamond Review, Ascot 2000, 1
Bex, P., Anker, A.: Industrial diamond product information on the Internet
Konstanty, J.: Diamond bonding and matrix wear mechanisms involved in circular sawing of stone
Renewable Energy World, London
Hartnell, G.: Wind on the system - grid integration of wind power
Van Nes, W., Mendis, M.: Biogas in rural household energy supply: The Nepal Biogas Support Program
Travail & Securite, Paris 2000, No 593
Fontaine, J.R., Rapp, R: La compensation controlee d’une installation de ventilation
Vytapeni VetraniInstalace, Praha, Bratislava 2000, 2
Bašta, J.: Kombinovane otopne soustavy aneb soustavy s otpnymi telesy a podlahovou otopnou plochou
Razdeljen je v 25 poglavij, v katerih je obdelan zelo širok nabor trdnostnih problemov od razlage osnovnih pojmov trdnosti ter porušnih hipotez, prek upogiba, striga in torzije nosil, do uklona enoosnih elementov. Obdelani so še nekateri problemi tenkostenih in debelostenih plošč in lupin. Podane so osnove matričnih metod reševanja sestavov linijskih elementov ter osnove splošne metode končnih elementov. Knjiga se končuje s poglavjem o vibracijah linijskih konstrukcij.
V učbeniku je uporabljen nam domač merski sistem: kg, m, s. Kljub obširnosti tega učbenika je mogoče vsebino sorazmerno hitro razumeti. Dodatne
Strokovna literatura - Professional Literature
naloge, ki so v vsakem poglavju dane za utrditev snovi, imajo na koncu knjige rešitve. Učbenik je primeren tako za študente strojništva kakor tudi za študente gradbeništva.
J. Kramar
M. Zlokarnik: Scale-up - Modellubertragung in der Verfahrenstechnik
Zal.: JOHN WILEY - VCH 2000.
Obseg: 230 strani, 88 slik, 5 pregl.
Cena je 198 DEM.
Procesni in strojni inženirji se soočajo v kemijski in predelovalni industriji s problemom prenosa v laboratoriju izdelanega postopka v tehnično merilo. Gre za problematiko, ki je dandanes mednarodno označena z izrazom “scale-up” (povečanje). Edina zanesljiva metoda za izvedbo te zahtevne naloge sloni na vrednotenju laboratorijskih meritev v prostoru, ki je podan z ustreznimi brezdimenzijskimi števili in je zato po definiciji invarinaten glede na sleherno dimenzijo, tako tudi na dolžinsko merilo.
Prenos postopka iz malega v veliko je izredno pomembna, pa tudi izredno zahtevna operacija, saj gredo dandanes vrednosti modernih tehničnih naprav tudi v stotine milijonov DEM oz. USD. (Pomisliti je treba samo na naprave petrokemične industrije, npr. hydro-cracking!)
Kljub izredni pomembnosti pa za to opravilo inženir ni pridobil na univerzi skoraj nikakršnega znanja. (Ta trditev velja v mednarodnem merilu!) Vzrok za to je dvoplasten. Po eni strani so se že v začetku 20. stoletja teh metod oprijeli tehnični fiziki, ki niso imeli industrijske prakse in so metodo povsem po nepotrebnem v takem obsegu matematizirali, da inženirju - praktiku ni bila več dostopna. Po drugi strani pa se visokošolski učitelj sam s to tematiko ni moral nikoli ukvarjati in mu zato manjka tako praktični vpogled v te postopke, kakor tudi zavest o pomembnosti teh operacij za industrijo.
Pričujoča knjiga poskuša te pomanjkljivosti odpraviti. Založba J. WILEY-VCH jo je zaupala našemu rojaku, prof.dr.-ing. Marku Zlokarniku zato, ker si je v svojem 35-letnem delovanju v osrednjem tehničnem raziskovalno-razvojnem oddelku multinacionalke Bayer A.G. v Leverkusnu v Nemčiji kot razvijalec pridobil bogato prakso. Svoje izkušnje je med drugim kot honorani profesor podal tudi študentom procesne tehnike na TU Clausthal-Zellerfeld (1970/90) in pozneje do svoje upokojitve kot redni profesor za tehnično kemijo na Univerzi v Kolnu
Knjiga sestoji iz dveh enakih delov. V prvi polovici so prikazane v podrobnostih teoretične osnove te metode, pri čemer je postopek zlahka
razumljiv tudi za bralce, ki ne obvladajo višje matematike. Teoretične osnove zajemajo temelje dimenzijske analize, upoštevanje spremenljivih fizikalnih lastnosti snovnega sistema (odvisnost od temperature, reologija), prenos modela v veliko pri nerazpoložljivosti modelnih substanc in »scale-up« pod pogoji ti. delne podobnosti. Obravnavani so tudi problemi, ki zadevajo potrebno natančnost pri meritvah in potrebno merilo laboratorijskega modela. Ta problematika je nazorno prikazana z 20 modernimi primeri iz današnjega procesnega inženirstva.
Drugi del knjige podrobno obdeluje 25 različnih operacij s področja mehanske, termične in kemijske procesne tehnike in prinaša za vse obravnavane postopke zanesljiva pravila za prenos v veliko. Od mehanskih postopkov so diskutirani predvsem: preračun moči mešala v homogeni tekočini in ob vnosu plina; dimenzioniranje mešalnikov za razsute snovi; preračun polžnih strojev; dispergiranje tekočine v plinu; dispergiranje dveh med seboj netopnih tekočin (emulgiranje); mletje trdnih snovi; dimenzioniranje flotacijskih naprav pri čiščenju odplak in dimenzioniranje kolon z mehurčki.
Od termičnih postopkov so obravnavani: ustaljeni toplotni prenos v mešalnih kotlih; ustaljeni toplotni prenos v kolonah z mehurčki; snovni prenos v sistemu plin/tekočina v mešalnih kotlih; prenos snovi v sistemu plin/tekočina v kolonah z mehurčki; upoštevanje zraščanja mehurčkov pri snovnem prenosu G/L in dimenzioniranje postopka sušenja.
Od kemičnih postopkov so predstavljeni: zvezno vodenje kemične reakcije v cevnem reaktorju; snovni in toplotni prenos pri katalitičnih reakcijah v sistemu G/S; cevni reaktor v primeru konsekutivno-kompetitivne reakcije; transportna limitacija reakcijske hitrosti pri ekstremno hitrih kemijskih reakcijah v he-terogenem sistemu G/L.
Dinamika gibanja je v živem svetu izpostavljena istim fizikalnim zakonitostim kakor v svetu tehnike. Za ponazoritev tega je na koncu knjige predstavljenih pet tovrstnih primerov. Tudi ti so obravnavani z vidika dimenzijske analize in definirani z relevantnimi brezdimenzijskimi števili v ustreznih območjih veljavnosti.
Nedvomno je predstavljena knjiga tudi za slovenskega inženirja izredno pomembna, saj intenzivno povezuje teorijo s prakso in prinaša navodila za vsa področja procesov, ki se tudi v Sloveniji vse bolj zastavljajo pri tehnološkem posodabljanju procesne industrije. Brez tega znanja nista mogoči modernizacija procesnih naprav in optimiranje tehničnih postopkov.
En primerek knjige je avtor podaril Centralni tehniški knjižnici v Ljubljani, kjer si jo interesenti lahko ogledajo oz. izposodijo.
M. Kos
stran 325         I^BSSIfTMlGC
© Strojni{ki vestnik 46(2000)5,326                             © Journal of Mechanical Engineering 46(2000)5,326
ISSN 0039-2480                                                                                                                        ISSN 0039-2480
Osebne vesti                                                                                                                                        Personal Events
Osebne  vesti
Personal Events
Doktorati, magisteriji,  diplome
DOKTORATI
Na Fakulteti za strojništvo Univerze v Ljubljani sta z uspehom zagovarjala svoji doktorski disertaciji; in sicer:
dne 12. aprila 2000: mag. Ivan Okorn, dipl.inž., doktorsko disertacijo z naslovom: “Raziskava bočne nosilnosti zobnikov s progresivno ukrivljeno ubirnico” in
dne 19. aprila 2000: mag. Pino Koc, dipl.inž., doktorsko disertacijo z naslovom: “Numerično reševanje časovno odvisnih inverznih problemov v mehaniki trdnin”.
S tem sta navedena kandidata dosegla akademsko stopnjo doktorja tehničnih znanosti.
MAGISTERIJI
Na Fakulteti za strojništvo Univerze v Ljubljani so z uspehom zagovarjali svoja magistrska dela, in sicer:
dne 5. aprila 2000: Andrej Kitanovski, dipl.inž., magistrsko delo z naslovom: “Sistemi daljinskega hlajenja”;
dne 21. aprila 2000: Boštjan Sovič, dipl.inž., magistrsko delo z naslovom: “Določitev indikatorjev poškodbe jamičenja na zobnih bokih zobniške dvojice” in Joško Valentinčič, dipl.inž., magistrsko delo z naslovom: “Tehnologičnost izdelkov za elektroerozijsko obdelavo v orodjarstvu”.
Na Fakulteti za strojništvo Univerze v Mariboru sta z uspehom zagovarjala svoji magistrski deli, in sicer:
dne 7. aprila 2000: Andrej Gusel, dipl.inž., magistrsko delo z naslovom: “Primerjava natančnosti postopkov merjenja ravnosti površin merilnih plošč” in Nataša Vujica Herzog, dipl.inž., “Model izgradnje informacijsko integriranega podjetja s pomočjo referenčnih arhitektur”.
S tem so navedeni kandidati dosegli akademsko stopnjo magistra tehničnih znanosti.
DIPLOMIRALI SO
Na Fakulteti za strojništvo Univerze v Ljubljani sta pridobila naziv univerzitetni diplomirani inženir strojništva:
dne 25. aprila 2000: Tomaž PAPEŽ, Borut STERLE.
Na Fakulteti za strojništvo Univerze v Mariboru so pridobili naziv univerzitetni diplomirani inženir strojništva:
dne 20. aprila 2000: Franc GOLE, Bogdan KONEC, Primož LOČENK, Jurij URH.
*
Na Fakulteti za strojništvo Univerze v Ljubljani so pridobili naziv diplomirani inženir strojništva:
dne 13. aprila 2000: Robert GOLIČ, Sašo KOKALJ, Janko KRUŠIČ, Janez SELAN, Martin STARIČ, Bernard ZAMAN;
dne 14. aprila 2000: Stanislav ČAMERNIK Alen JERMAN, Boris STEGOVEC;
dne 17. aprila 2000: Božidar FABJAN, Marko HOČEVAR Boris HREN, Simon ROŽMANC, UrošVENTURINI.
Na Fakulteti za strojništvo Univerze v Mariboru so pridobili naziv diplomirani inženir strojništva:
dne 20. aprila 2000: Samuel JELENKO, Aleš ROBNIK, Boštjan STANKO, Branko TERŠEK Dražen VIDOVIČ.
*
Na Fakulteti za strojništvo Univerze v Mariboru sta pridobila naziv inženir strojništva:
dne 20. aprila 2000: Mitja KODELJA, Rajko PURNAT
VH^tTPsDDIK
stran 326
© Strojni{ki vestnik 46(2000)5,327-328 ISSN 0039-2480 Navodila avtorjem
© Journal of Mechanical Engineering 46(2000)5,327-328
ISSN 0039-2480 Instructions for Authors
Navodila  avtorjem
Instructions for Authors
Članki morajo vsebovati:
-   naslov, povzetek, besedilo članka in podnaslove slik v slovenskem in angleškem jeziku,
-   dvojezične preglednice in slike (diagrami, risbe ali fotografije),
-   seznam literature in
-   podatke o avtorjih.
Strojniški vestnik izhaja od leta 1992 v dveh jezikih, tj. v slovenščini in angleščini, zato je obvezen prevod v angleščino. Obe besedili morata biti strokovno in jezikovno med seboj usklajeni. Članki naj bodo kratki in naj obsegajo približno 8 tipkanih strani. Izjemoma so strokovni članki, na željo avtorja, lahko tudi samo v slovenščini, vsebovati pa morajo angleški povzetek.
Vsebina članka
Članek naj bo napisan v naslednji obliki:
-   Naslov, ki primerno opisuje vsebino članka.
-   Povzetek, ki naj bo skrajšana oblika članka in naj ne presega 250 besed. Povzetek mora vsebovati osnove, jedro in cilje raziskave, uporabljeno metodologijo dela,povzetek rezulatov in osnovne sklepe.
-   Uvod, v katerem naj bo pregled novejšega stanja in zadostne informacije za razumevanje ter pregled rezultatov dela, predstavljenih v članku.
-   Teorija.
-   Eksperimentalni del, ki naj vsebuje podatke o postavitvi preskusa in metode, uporabljene pri pridobitvi rezultatov.
-   Rezultati, ki naj bodo jasno prikazani, po potrebi v obliki slik in preglednic.
-   Razprava, v kateri naj bodo prikazane povezave in posplošitve, uporabljene za pridobitev rezultatov. Prikazana naj bo tudi pomembnost rezultatov in primerjava s poprej objavljenimi deli. (Zaradi narave posameznih raziskav so lahko rezultati in razprava, za jasnost in preprostejše bralčevo razumevanje, združeni v eno poglavje.)
-   Sklepi, v katerih naj bo prikazan en ali več sklepov, ki izhajajo iz rezultatov in razprave.
-   Literatura, ki mora biti v besedilu oštevilčena zaporedno in označena z oglatimi oklepaji [1] ter na koncu članka zbrana v seznamu literature. Vse opombe naj bodo označene z uporabo dvignjene številke1.
Oblika članka
Besedilo naj bo pisano na listih formata A4, z dvojnim presledkom med vrstami in s 3 cm širokim robom, da je dovolj prostora za popravke lektorjev. Najbolje je, da pripravite besedilo v urejevalnilku Microsoft Word. Če uporabljate kakšen drug urejevalnik besedil, prosimo, da besedilo konvertirate v navadno ASCII (tekstovno) obliko. Hkrati dostavite odtis članka na papirju, vključno z vsemi slikami in preglednicami ter identično kopijo v elektronski obliki.
Prosimo, da ne uporabljate urejevalnika LaTeX, saj program, s katerim pripravljamo Strojniški vestnik, ne uporablja njegovega formata. V urejevalniku LaTeX oblikujte grafe, preglednice in enačbe in jih stiskajte na kakovostnem laserskem tiskalniku, da jih bomo lahko presneli.
Enačbe naj bodo v besedilu postavljene v ločene vrstice in na desnem robu označene s tekočo številko v okroglih oklepajih
Enote in okrajšave
V besedilu, preglednicah in slikah uporabljajte le standardne označbe in okrajšave SI. Simbole fizikalnih veličin v besedilu pišite poševno (kurzivno), (npr. v, T, n itn.). Simbole enot, ki sestojijo iz črk, pa pokončno (npr. ms 1, K, min, mm itn.).
Papers submitted for publication should comprise:
-   Title, Abstract, Main Body of Text and Figure Captions in Slovene and English,
-   Bilingual Tables and Figures (graphs, drawings or photographs),
-   List of references and
-   Information about the authors.
Since 1992, the Journal of Mechanical Engineering has been published bilingually, in Slovenian and English. The two texts must be compatible both in terms of technical content and language. Papers should be as short as possible and should on average comprise 8 typed pages. In exceptional cases, at the request of the authors, speciality papers may be written only in Slovene, but must include an English abstract.
The format of the paper
The paper should be written in the following format:
-   A Title, which adequately describes the content of the paper.
-   An Abstract, which should be viewed as a miniversion of the paper and should not exceed 250 words. The Abstract should state the principal objectives and the scope of the investigation, the methodology employed, summarize the results and state the principal conclusions.
-   An Introduction, which should provide a review of recent literature and sufficient background information to allow the results of the paper to be understood and evaluated.
-   A Theory
-   An Experimental section, which should provide details of the experimental set-up and the methods used for obtaining the results.
-   A Results section, which should clearly and concisely present the data using figures and tables where appropriate.
-   A Discussion section, which should describe the relationships and generalisations shown by the results and discuss the significance of the results making comparisons with previously published work. (Because of the nature of some studies it may be appropriate to combine the Results and Discussion sections into a single section to improve the clarity and make it easier for the reader.)
-   Conclusions, which should present one or more conclusions that have been drawn from the results and subsequent discussion.
-   References, which must be numbered consecutively in the text using square brackets [1] and collected together in a reference list at the end of the paper. Any footnotes should be indicated by the use of a superscript1.
The layout of the text
Texts should be written in A4 format, with double spacing and margins of 3 cm to provide editors with space to write in their corrections. Microsoft Word for Windows is the preferred format for submission. If you use another word processor, please convert to normal ASCII (text) format. One hard copy, including all figures, tables and illustrations and an identical electronic version of the manuscript must be submitted simultaneously.
Please do not use a LaTeX text editor, since this is not compatible with the publishing procedure of the Journal of Mechanical Engineering. Graphs, tables and equations in LaTeX may be supplied in good quality hard-copy format, so that they can be copied for inclusion in the Journal.
Equations should be on a separate line in the main body of the text and marked on the right-hand side of the page with numbers in round brackets.
Units and abbreviations
Only standard SI symbols and abbreviations should be used in the text, tables and figures. Symbols for physical quantities in the text should be written in Italics (e.g. v, T, n , etc.). Symbols for units that consist of letters should be in plain text (e.g. ms-1, K, min, mm, etc.).
stran 327
glTMDDC
Strojni{ki vestnik - Journal of Mechanical Engineering
Vse okrajšave naj bodo, ko se prvič pojavijo napisane v celoti, npr. časovno spremenljiva geometrija (ČSG , .
Slike
Slike morajo biti zaporedno oštevilčene in označene, v besedilu in podnaslovu, kot sl. 1, sl. 2 itn. Posnete naj bodo v kateremkoli od razširjenih formatov, npr. BMP, JPG, GIF. Za pripravo diagramov in risb priporočamo CDR format (CorelDraw), saj so slike v njem vektorske in jih lahko pri končni obdelavi preprosto povečujemo ali pomanjšujemo.
Pri označevanju osi v diagramih, kadar je le mogoče, uporabite označbe veličin (npr. t, v, m itn.), da ni potrebno dvojezično označevanje. V diagramih z več krivuljami, mora biti vsaka krivulja označena. Pomen oznake mora biti pojasnjen v podnapisu slike.
Vse označbe na slikah morajo biti dvojezične.
Za vse slike po fotografskih posnetkih je treba priložiti izvirne fotografije ali kakovostno narejen posnetek. V izjemnih primerih so lahko slike tudi barvne.
Preglednice
Preglednice morajo biti zaporedno oštevilčene in označene, v besedilu in podnaslovu, kot preglednica 1, preglednica 2 itn. V preglednicah ne uporabljajte izpisanih imen veličin, ampak samo ustrezne simbole, da se izognemo dvojezični podvojitvi imen. K fizikalnim veličinam, npr. t (pisano poševno), pripišite enote (pisano pokončno) v novo vrsto brez oklepajev.
Vsi podnaslovi preglednic morajo biti dvojezični.
Seznam literature
Vsa literatura mora biti navedena v seznamu na
koncu članka v prikazani obliki po vrsti za revije, zbornike in
knjige:
[1] Tarng, Y.S., Y.S. Wang (1994) A new adaptive controler for constant turning force. Int J Adv Manuf Technol 9(1994) London, pp. 211-216.
[2] Čuš, F., J. Balič (1996) Rationale Gestaltung der organisatorischen Ablaufe im Werkzeugwesen. Proceedings of International Conference on Computer Integration Manufacturing Zakopane, 14.-17. maj 1996.
[3] Oertli, PC. (1977) Praktische Wirtschaftskybernetik. Carl Hanser Verlag Minchen.
Podatki o avtorjih
Članku priložite tudi podatke o avtorjih: imena, nazive, popolne poštne naslove, številke telefona in faksa ter naslove elektronske pošte.
Sprejem člankov in avtorske pravice
Uredništvo Strojniškega vestnika si pridržuje pravico do odločanja o sprejemu članka za objavo, strokovno oceno recenzentov in morebitnem predlogu za krajšanje ali izpopolnitev ter terminološke in jezikovne korekture.
Avtor mora predložiti pisno izjavo, da je besedilo njegovo izvirno delo in ni bilo v dani obliki še nikjer objavljeno. Z objavo preidejo avtorske pravice na Strojniški vestnik. Pri morebitnih kasnejših objavah mora biti SV naveden kot vir.
Rokopisi člankov ostanejo v arhivu SV
Vsa nadaljnja pojasnila daje:
Uredništvo
STROJNIŠKEGA VESTNIKA
p.p. 197/IV
1001 Ljubljana
Telefon: (061) 1771-428
Telefaks: (061) 218-567
E-mail: strojniski.vestnik@fs.uni-lj.si
All abbreviations should be spelt out in full on first appearance, e.g., variable time geometry (VTG).
Figures
Figures must be cited in consecutive numerical order in the text and referred to in both the text and the caption as Fig. 1, Fig. 2, etc. Figures may be saved in any common format, e.g. BMP, GIF, JPG. However, the use of CDR format (CorelDraw) is recommended for graphs and line drawings, since vector images can be easily reduced or enlarged during final processing of the paper.
When labelling axes, physical quantities, e.g. t, v, m, etc. should be used whenever possible to minimise the need to label the axes in two languages. Multi-curve graphs should have individual curves marked with a symbol, the meaning of the symbol should be explained in the figure caption.
All figure captions must be bilingual.
Good quality black-and-white photographs or scanned images should be supplied for illustrations. In certain circumstances, colour figures may be considered.
Tables
Tables must be cited in consecutive numerical order in the text and referred to in both the text and the caption as Table 1, Table 2, etc. The use of names for quantities in tables should be avoided if possible: corresponding symbols are preferred to minimise the need to use both Slovenian and English names. In addition to the physical quantity, e.g. t (in Italics), units (normal text), should be added in new line without brackets.
All table captions must be bilingual.
The list of references
References should be collected at the end of the
paper in the following styles for journals, proceedings and
books, respectively:
[1] Tarng, Y.S., Y.S. Wang (1994) A new adaptive controler for constant turning force. Int J Adv Manuf Technol 9(1994) London, pp. 211-216.
[2] Čuš, F., J. Balič (1996) Rationale Gestaltung der organisatorischen Ablaufe im Werkzeugwesen. Proceedings of International Conference on Computer Integration Manufacturing Zakopane, 14.-17. maj 1996.
[3] Oertli, PC. (1977) Praktische Wirtschaftskybernetik. Carl Hanser Verlag Minchen.
Author information
The following information about the authors should be enclosed with the paper: names, complete postal addresses, telephone and fax numbers and E-mail addresses.
Acceptance of papers and copyright
The Editorial Committee of the Journal of Mechanical Engineering reserves the right to decide whether a paper is acceptable for publication, obtain professional reviews for submitted papers, and if necessary, require changes to the content, length or language.
Authors must also enclose a written statement that the paper is original unpublished work, and not under consideration for publication elsewhere. On publication, copyright for the paper shall pass to the Journal of Mechanical Engineering. The JME must be stated as a source in all later publications.
Papers will be kept in the archives of the JME.
You can obtain further information from:
Editorial Board of the
JOURNAL OF MECHANICAL ENGINEERING
P.O.Box 197/IV
1001 Ljubljana, Slovenia
Telephone: +386 (0)61 1771-428
Fax: +386 (0)61 218-567
E-mail: strojniski.vestnik@fs.uni-lj.si
00-5
VH^tTPsDDIK
stran 328