1. Naaf

1. Naaf
De naaf verbindt de wieken met de hoofdas. Deze component bestaat uit verschillende delen :
1.
2.
3.
4.
Bladlager : zorgt voor de verbinding van de wiek met de naaf
Stall- regelmechanisme : zorgt voor de mogelijkheid tot regeling van de wieken
Koppeling met de hoofdas
Behuizing
1.1. Bladlager
Om dit lager te kunnen kiezen, is een analyse van de krachten die inwerken op een wiek
nodig. Doordat de exacte vorm van de wiek niet gekend is, worden alle kracht verondersteld
aan te grijpen in het massacentrum. De positie van het massacentrum is wel gekend1: in de
tekst verder aangeduid als dcog2. Oplossen van de vergelijkingen gebeurt door Matlab voor
elke hoek a (zie Figuur 1-1).
Figuur 1-1 : Definitie assenstelsel
De verschillende krachten zijn:
1. De wind: de verdeling van de wind is niet constant aan alle kanten van de rotor,
waardoor er koppels ontstaan: Mwtilt en Mwkrui, respectievelijk rond de x- en de z- as.
Deze koppels zijn benaderend krachten die ingrijpen in het massacentrum van de wiek,
en een netto moment leveren op het lager. De som van deze krachten zorgt voor een
totale kracht in de y- richting, Fwax. Deze krachten zijn gericht volgens de y- as en zijn
radiale krachten voor het lager. Met bovenstaande conventies geeft dit het volgende
stelsel vergelijkingen:
F1 + F2 + F3 = Fwax
F1 sin(a) dcog - F2 sin(120°-a) dcog + F3 sin(60°-a) dcog = Mwtilt
F1 cos(a) dcog + F2 cos(120°-a) dcog - F3 cos(60°-a) dcog = Mwkrui
Deze
krachten
zijn
een
benadering
voor
de
totale
drag-kracht
op
de
wieken.
2. De lift: de bedoeling van de rotor is het omzetten van windenergie in een koppel rond
de hoofdas. Uiteraard geeft dit aanleiding tot een belasting op het lager. Dit koppel kan
ook vereenvoudigd worden gezien als een kracht die aangrijpt in het massacentrum van
Zie tabel III pag 30 van cursustekst ‘Aerodynamisch en mechanisch ontwerp van een windturbine’
type rotorbladen LM26.1
1
De afstand tot het massacentrum is niet hetzelfde als de afstand tot het rotatiecentrum van de wieken. Deze laatste
is nog iets groter doordat de naaf een eindige diameter heeft. Voor eenvoud van notatie werd in de vergelijkingen
dcog gebruikt, in de berekeningen is rekening gehouden met de naafdiameter.
2
elke wiek. Deze kracht ligt in het vlak van de rotor en heeft dus zowel een z- als een xcomponent. De totale kracht is steeds radiaal voor het lager. Deze kracht is gelijk voor
alle wieken en bij maximale belasting gelijk aan 21,6kNm per wiek, loodrecht op de
wiek.
3. De massa van de wiek: De zwaartekracht werkt in op het lager. Deze ligt in het vlak
van de rotor, volgens de negatieve z-as. Hierdoor is deze belasting deels axiaal en
deels radiaal, naargelang de stand van de wieken. De massa zorgt bovendien voor een
extra axiale traagheidskracht ten gevolge van de rotatie van de rotor, de
middelpuntvliedende kracht. De totale axiale kracht op wiek één is dan:
F1 =-g mwiek sin(a)+mwiek  2 dcog
Ook bij het kruien is er door de traagheid van de wiek een extra corioliskracht op de
wieken, gericht volgens de y-as:
F1Coriolis 2 m wiek krui cos(a)  dcog
Doordat de kruirotatie-as niet door het vlak van de rotor gaat, is er nog een extra
traagheidskracht (de middelpuntvliedende), gericht volgens de negatieve y-as, gelijk aan
mwiek krui 2 lhoofdas 3
De radiale krachten geven samen aanleiding tot een netto radiale kracht met bijhorend
moment.
Deze
verandert
afhankelijk
van
de
stand
van
de
wieken:
Figuur 1-2 : Radiale kracht op lager bij kruien
Figuur 1-2 toont het verloop van de radiale kracht voor maximale belasting vlak voor storm
met kruien, uitgezet in functie van de hoek a. Bij een hoek a van 25,8° bereiken de kracht en
het moment een maximum van 125kN en 1244kNm. Voor de andere belastingsgevallen bleek
uit de simulaties dat de netto radiale kracht kleiner was.
De afstand van het massacentrum tot het kruirotatiecentrum is groter dan de lengte van de hoofdas (analoog aan
voetnoot 2, maar doordat de hoofdas schuin staat, is deze benadering verantwoord.
3
De axiale krachten zien er als volgt uit:
Figuur 1-3 : Axiale krachten bij nominale rotatiesnelheid
Op Figuur 1-3 is af te lezen dat de axiale kracht bij nominale rotatiesnelheid altijd positief is.
Fysisch betekent dit dat de wiek bij nominale rotatiesnelheid altijd onder trek staat. Dit komt
omdat de middelpuntvliedende kracht van 290kN veel groter is dan de zwaartekracht van
41kN.
De grootste axiale kracht is 331kN bij een hoek a van 270° waarbij de wiek recht naar
beneden staat. De axiale component van de zwaartekracht is dan maximaal en in dezelfde
richting als de middelpuntvliedende kracht.
In stilstand is er geen middelpuntvliedende kracht op de wiek. Hierdoor kan het lager onder
druk staan. Deze kracht is maximaal bij a = 90° waarbij de wiek recht omhoog staat. Dan is
de kracht gelijk aan de zwaartekracht van 41kN. Bij a = 270 ° treedt een maximale trekkracht
op, eveneens 41kN.
Op basis van de bovenstaande krachten en momenten gebeurt de selectie van een lager.
Onderzoek van de Rothe-Erde catalogi4 leidt tot de keuze van een KD-600 38 lager met
inwendige vertanding. De levensduur van het lager is 20 jaar, waarbij het ongeveer 10% van
de levensduur roteert.
Een tussenstuk is nodig omdat de steekcirkeldiameter van de bouten van het lager 1695mm
is, terwijl deze van de wieken 1400mm is. Dit tussenstuk is een eenvoudige schijf met een
binnendiameter van 1300mm, een buitendiameter van 1750mm. Hierin zijn twee rijen gaten
voor de bouten voorzien. Bij gebruik van een gewone schijf zou het tandwiel tegen de
schroefbouten komen. Een oplossing bestaat erin het tussenstuk gelaagd te maken, zodat er
speling is tussen het tandwiel en de bouten. Het totaalbeeld ziet er dan uit zoals op Figuur 1-4
Figuur 1-4 : Detailtekening tussenstuk
Wiek
Tussenstuk
Lager
Tandwiel
Motor
Naaf
4
Rothe-Erde Slewing bearings, Dortmund 2004
1.2. Stall-regelmechanisme
De stall-regeling gebeurt door drie motoren, één per wiek. Deze motoren moeten in staat zijn
het koppel van de wind op de wieken en de traagheid van de wieken te overwinnen. Aangezien
de traagheid van de wieken heel klein is ( I  stall , met zowel I als  stall klein), is een koppel
iets groter dan
M wwiek groot genoeg. De rotatie is ook traag (1°/s), wat leidt tot een
noodzakelijk vermogen van 525 W.
Het lager is een inwendig vertand lager met volgende karakteristieken :
 Tandenaantal: 112 tanden
 Modulus: 14mm
 Verschuiving: -7mm
 Steekcirkeldiameter: 1568mm
 Dikte: 100mm
Op de motoras zit een klein tandwiel voor de overbrenging tussen de motor en het lager. Het
tandenaantal van dit tandwiel is gekozen op 20 tanden om een zo laag mogelijk koppel te
hebben en een zo hoog mogelijk toerental. Dit leidt tot volgende karakteristieken voor het
tandwiel :
 Tandenaantal: 20 tanden
 Modulus: 14mm
 Verschuiving: +7mm
 Steekcirkeldiameter: 280mm
 Dikte: 100mm
Met een overbrengingsverhouding van 112/20, is het toerental van het tandwiel ongeveer 1
rpm. Hiervoor is een motor met inwendige reductietandwielkast nodig. De gekozen motor is
een Flender-Himmel MOTOX E-42811. De asafstand is 924mm.
1.3. Koppeling
De koppeling is geselcteerd uit Rolof/Matek5, Tabel 18-2. De bouten zijn M36 bouten op een
steekcirkeldiameter van 670mm. De belasting op de koppeling zijn:
 Nominaal koppel: 512 kNm
 Gewicht: 20ton
 Mwkrui: 867kNm
 Mwtilt: 576kNm
 Fwax: 125,4kN
Op basis van deze krachten en momenten is de nodige spankracht 265kN per bout.
1.4. Behuizing
De omhullende structuur is een holle cilinder die de componenten draagt en correct ten
opzichte van elkaar positioneert. Daarin zitten verstevigde gaten voor de montage van de
lagers. De wanddikte is moeilijk te bepalen. Hiervoor is een geavanceerde eindige-elementen
analyse nodig. Bij benadering is deze gelijk aan de dikte van de ‘stator’ van het lager omdat ze
dezelfde krachten moet kunnen opvangen.
Op het grondvlak van deze cilinder komen de koppeling en de motoren. De enige beperking bij
het positioneren van de koppeling is de steekcirkeldiameter. Deze staat centraal op het
grondvlak met een steekcirkeldiameter van 670mm.
De positionering van de motor is aan een aantal beperkingen gebonden, zie sectie B-B in
figuur 1.1 van de bijlage:
5
Roloff/Matek Machine-onderdelen, MUHS D. ea, Academic Service 2006





Om de asafstand tussen de vertanding van het lager en het tandwiel te respecteren,
moet de motor steuntjes krijgen. De asafstand is 924mm, waardoor de steuntjes 57mm
hoog zijn.
De motoren mogen elkaar niet raken.
De montage van de motoren moet buiten de flensverbinding met de hoofdas gebeuren
om de flens niet te verzwakken.
De diameter van het grondvlak moet zo klein mogelijk zijn om de hoeveelheid materiaal
en het gewicht te reduceren. Tegelijk moet op de omtrek genoeg plaats zijn voor de
lagers.
De motoren moeten in het midden van de lagers staan om een goede
tandwieloverbrenging te verzekeren.
Deze voorwaarden leiden tot een straal van de cilinder van ongeveer 1800mm.
In het grondvlak moet een mangat voorzien zijn om onderhoud te kunnen verrichten in de
naaf.
Een neuskegel sluit het bovenvlak van de cilinder af. Deze leidt de wind rond de naaf om de
axiale belasting te verminderen. De neuskegel moet niet zo dik zijn als de rest van de naaf,
omdat deze geen dragende functie heeft. Een andere mogelijkheid om het gewicht te
reduceren, is de neus uit glasvezel te maken.
De aangewezen productietechniek is zandgieten. Dit door de ingewikkelde vorm en de grootte
van de naaf. Bij verspanendende technieken gaat er teveel materiaal verloren. Bovendien
zouden er zeer grote gereedschappen nodig zijn om het overtollige materiaal weg te snijden.
De meer precieze bewerkingen zoals de boutgaten, moeten geboord en getapt worden.
Het materiaal van de constructie is dus EN-GJS-350-22 gietijzer. Dit is goed bewerkbaar en
heeft aan staal gelijkende eigenschappen. De constructie is best voorzien van een
beschermende verflaag om corrosie tegen te gaan.
2. Hoofdas
2.1. Materiaalkeuze
De as is gemaakt uit het materiaal EN-GJS-800-8 volgens NEN EN 1564.6 Dit is een bainitisch
gietijzer. Het materiaal heeft een microstructuur met naaldvormig ferriet en restausteniet
zonder carbiden. Daardoor is dit een hogesterkte constructiemateriaal. Dit maakt lichtgewicht
constructies mogelijk. Het materiaal bevat 3,4% C en 2,43% Si. Het is een nodulair gietijzer.
Er is 0,068% Mg toegevoegd om de vorming van grafietnodulen te bevorderen. Daardoor heeft
dit materiaal een hoge taaiheid. De bainitische structuur ontstaat door austeniteren,
afschrikken tot de transformatietemperatuur en isotherm transformeren. Gietproducten uit dit
materiaal kunnen dezelfde sterkte als geharde staalsoorten hebben, echter met een hogere
ductiliteit en taaiheid.7
Maximale buigwisselspanning σbWN
Elasticiteitsmodulus E
Dichtheid ρ
450 MPa
163000 N/mm²
7200 kg/mm³
2.2. Productietechnieken
De productietechniek voor de hoofdas is zandgieten. Het voordeel van deze techniek is dat dit
het goedkoopste gietproces is wanneer er slechts een klein aantal stukken nodig is. Het nadeel
is de lage productiesnelheid. Het product moet lang afkoelen voordat het uit de vorm kan
geschud worden. Voor de zandgiettechniek is een houten gietmodel van het werkstuk nodig. 8
Na het zandgieten is de ruwheid van het materiaal groter dan 12,5 μm. Dit is te groot volgens
de specificaties van de tandwielkast9. Daarom is frezen van het werkstuk noodzakelijk zodat de
ruwheid daalt tot 3,2 μm.10
2.3. Uitwendige belastingen
De wind zorgt voor een axiale kracht en 2 buigmomenten. Het gyroscopisch moment treedt op
bij het kruien. Daarnaast is er het eigengewicht (verdeeld over G 1 tot G3) en het totale gewicht
van de naaf. De as moet een koppel overbrengen naar de tandwielkast. Hierdoor werkt een
torsiemoment in axiale richting. Tenslotte zijn er uitwendige reactiekrachten in de lagers. Het
hoofdlager vangt axiale en radiale krachten op. Het lager in de tandwielkast neemt enkel
radiale krachten op.
Fwax
Mwtilt
Mwkrui
Mgyr
150 kN
578 kNm
867 kNm
60 kNm
Roloff-Matek Tabellenboek Tabel 1-2 p.5
Materiaalkunde voor Technici – Budinski – p.587
8
Materiaalkunde voor Technici – Budinski – p.569
9
Planurex 2 Planetary Gear Units p.26
10
Roloff-Matek Tabellenboek Tabel 2-12 p.35
6
7
Gnaaf
G1
G2
G3
200 kN
0,5 kN
5 kN
14 kN
Figuur 2-1: Uitwendige krachten op de as
2.4. Reactiekrachten in de lagers
De vectoriële som van alle krachten moet 0 zijn. Daarnaast moet het totale moment rond lager
B ook 0 zijn. Deze 2 vectoriële vergelijkingen geven een stelsel voor de onbekende
reactiekrachten.
RxA  RxB  0
Fwax  RyB  0
Gnaaf  G1  G2  G3  RzA  RzB  0
4,6Gnaaf  3G3  0,8G2  3,7 RzA  0, 2G2  M wtilt  0
RxA
RyA
RzA
RxB
RzB
249
150
100
249
119
kN
kN
kN
kN
kN
3,7 RxA  M wkrui  M gyr  0
Het is nu mogelijk het verloop van de dwarskrachten in de as te schetsen.
V  Vx 2  Vz 2
Figuur 2-2: Inwendige dwarskrachten in de as
2.5. Buigmoment
Het totale inwendige buigmoment bestaat uit een moment in de x-richting en in de z-richting.
Het moment Mx bestaat uit rechten met als richtingscoëfficiënt de overeenkomstige waarde
van Vz. Hetzelfde geldt voor Mz en Vx. Bovendien vertoont het verloop van Mx en Mz enkel
sprongen wanneer een uitwendig moment wordt aangelegd.
M  M x2  M z 2
Figuur 2-3: Inwendig buigmoment in de as
2.6. Torsiemoment
Het over te brengen vermogen en het bijhorende toerental bepalen het voor de berekeningen
maatgevende torsiemoment op de aandrijfas.11
Ka 
T  9550 
Pnom
 gen twk
n
 561kNm
Ka
P
n
ηgen
ηtwk
1,1
1050 kW
2,4 rad/s
0,95
0,9
De bedrijfsfactor Ka is gekozen voor een gelijkmatig aangedreven machine en een
aandrijvende machine met lichte stoten. 12 Het torsiemoment is constant over de volledige
lengte van de as.
2.7. Sterktevoorwaarde
De sterktevoorwaarde voor de as is dat de maximale vergelijkingsspanning op elk plaats in de
as kleiner is dan de toelaatbare spanning. De vergelijkingsspanning σ v is een combinatie van
spanningen
door
torsie
en
buiging.
Voor
ductiele
materialen
geldt
de
vormveranderinghypothese (VEH).13
 v   2  3  (0  )2
Hierbij is σ de buigspanning en

de torsiespanning. Voor staal geldt dat
0
een waarde van
0,7 heeft voor dynamisch wisselende buiging en dynamisch zwellende torsie.
Voor de berekening van de buigspanning en torsiespanning moeten de weerstandsmomenten
gekend zijn. Deze zijn enkel afhankelijk van de geometrische vorm van de asdoorsnede. 14 Voor
een holle cilindrische as is dit:
4
4

 Dbinnen
   D
Wb      buiten

Dbuiten
 32  

11
12
13
14
Roloff-Matek
Roloff-Matek
Roloff-Matek
Roloff-Matek
(11.11) p.322
Tabellenboek – Tabel 3-5 p.41
vgl. (3.5) p. 39
Tabellenboek – Tabel 11-3 p. 105
W p  2  Wb
Aangezien de buitendiameter van de as niet constant is, zijn deze weerstandsmomenten ook
niet constant. De spanningen volgen nu uit de eerder berekende momenten en de
weerstandsmomenten. 15

M
Wb

T
Wp
De toelaatbare spanning hangt af van de maximale buigwisselspanning σbWN van het materiaal
en de gekozen veiligheidsfactor. 16

 bWN
S

450MPa
 150 MPa
3
Het verloop van de vergelijkingsspanning in functie van de plaats langs de as is te zien op
onderstaande figuur.
Figuur 2-4: Vergelijkingsspanning in de as
2.8. Schuifspanning
De schuifspanningen in de as zijn
afhankelijk van de dwarskrachten in de xen z-richting, de oppervlakte van de
doorsnede van de as en de geometrie van
deze doorsnede. 17
4 V
3 A
 max  
Deze spanning is een grootteorde kleiner
dan de optredende buigspanning en
torsiespanning. Daarom is het toegestaan
deze te verwaarlozen in de voorgaande
sterkteberekeningen.
Figuur 2-5: Schuifspanning in de as
2.9. Lagerkeuze
Het hoofdlager moet in staat zijn radiale en axiale krachten over te brengen op het frame. Het
lager in de tandwielkast vangt enkel radiale krachten op. Twee waarden zijn van belang bij de
sterkteberekening van een lager:
 het statisch kengetal fs is een maat voor een voldoende statisch draagvermogen
 L10h geeft de levensduur bij dynamische belasting in uren.18
fs 
15
16
17
18
Roloff-Matek
Roloff-Matek
Roloff-Matek
Roloff-Matek
Figuur 3.2 p.36
vgl. 3.26 p.59
Figuur 3-2 p.36
p.464
C0
P0
L10 h
 106   C 

 
 60  n   P 
p
P en P0 zijn respectievelijk de equivalente dynamische en statische lagerbelasting. C en C 0 zijn
het dynamisch en statisch draaggetal en zijn eigenschappen van het lager. Verder is n het
toerental van de aandrijfas (23 t/min) en heeft p een waarde
10
voor rollagers.De maximale
3
krachten in de lagers zijn gekend uit de eerder berekende reactiekrachten.
Hoofdlager
Lager tandwielkast
2.9.1.
Axiaalkracht (kN)
150
0
Radiaalkracht (kN)
269
276
Nevenlager
Voor het nevenlager is een cilinderlager een geschikte keuze. Type NU 2980 MA uit de SKF
catalogus heeft onderstaande eigenschappen. Aangezien het lager geen axiale krachten
opneemt, is de equivalente lagerbelasting gelijk aan de radiaalkracht op het lager.
C
C0
2.9.2.
1190 kN
2500 kN
P
P0
276 kN
276 kN
L10h
fs
94500h
9,1
Hoofdlager
Lager type 23092 CAK/W33 is een tweerijig tonlager uit de SKF catalogus. De eigenschappen
van dit lager en de bijbehorende levensduur zijn gegeven in onderstaande tabellen.19
C
C0
3900 kN
9950 kN
Fa/Fr
E
P
P0
0,56
0,22
870 kN
689 kN
X0
Y0
L10h
fs
1
2,8
X
Y
0,67
4,6
107600h
14,4
Machines voor continu gebruik dienen een levensduur tussen 60000 en 100000 uur te hebben.
De lagers voldoen aan deze voorwaarde. De statische kengetallen zijn eveneens ruim
voldoende.20
2.10. Controle van de lagers op vervormingen van de hoofdas
De hoekverdraaiing van de as ter hoogte van de lagers is afhankelijk van het inwendig
buigmoment in de as. Om de hoekverdraaiing te berekenen wordt het gereduceerd
buigmoment als verdeelde belasting aangelegd aan het stuk van de as binnen de lagers. De
hoekverdraaiing is gelijk aan de reactiekracht in de eindpunten van dit lijnstuk.
M red 
M
EI
I

64
Hoekverdraaiing in hoofdlager
Toelaatbare hoekverdraaiing hoofdlager21
Hoekverdraaiing in nevenlager
Toelaatbare hoekverdraaiing nevenlager22
19
20
21
22
4
4
  Dbuiten
 Dbinnen

0,01°
2°
0,004’
2’
De berekening van P en P0 gebeurt automatisch via de online SKF-catalogus op www.skf.com
Roloff-Matek p.464
SKF Hoofdcatalogus p.200
SKF Hoofdcatalogus p.241
3. Generator, tandwielkast, rem en koppeling
De door de wind aangedreven wieken genereren een hoog koppel en traag toerental op de
hoofdas, terwijl de generator een hoog toerental en een laag koppel verlangt. De omzetting
van laag naar hoog toerental gebeurt d.m.v. een tandwielkast.
Tevens is een rem voorzien om de windturbine veilig tot stilstand te brengen na bijvoorbeeld
het wegvallen van het elektrische net. Een remschijf dient het optredende remkoppel op te
vangen.
Aansluitend volgt in dit deel van het ontwerp de selectie en dimensionering van de onderdelen,
met bijhorende motivatie.
Gedurende de tekst zullen bepaalde dimensies geponeerd worden die volgen uit catalogi of
berekeningen. De berekeningen volgen aansluitend in een appendix, dit om de leesvlotheid te
bevorderen.
3.1. Generator
De keuze valt op een asynchrone generator: deze heeft het voordeel t.o.v. de synchrone
generator en gelijkstroomgenerator dat er geen elektrische bekrachtiging nodig is. De
asynchrone generator is ook minder gevoelig aan variaties op het aandrijfkoppel en er is een
eenvoudige frequentiesturing mogelijk door gebruikmaking van vermogenelektronica.
Het opgegeven te bereiken nominale vermogen is 1050 kW. De catalogi van ABB generatoren
vermelden enkel generatoren tot 1MW, daarboven worden ze 'custom made'. Door gebruik te
maken van groeiwetten is het wel mogelijk de generator te dimensioneren.
De berekeningen steunen op de gegevens van een ABB 1000kW Steel M2CG 400JH
generator.
Verantwoording van de keuze voor een stalen generator is het lagere gewicht t.o.v. een
generator in ijzer.
ABB 1050kW Steel M2CG
L= 2057mm, M= 3734,52kg, I =21,261kgm2, Rendement= 97,2%, Toerental = 1500 rpm.
3.2. Waarde-analyse variabel of constant toerental
De generator is van het single-speed type, dit wil zeggen dat het niet mogelijk is te wisselen
tussen 2 mogelijke toerentallen. Een variabel toerental (two-speed) heeft het voordeel
efficiënter energie om te kunnen zetten.
Nadelen zijn:
 extra gewicht
 verslechtering van de power quality (cos phi)
 hogere kostprijs
 andere onderdelen zoals de tandwielkast moeten in staat zijn om te gaan met een
variabel toerental.
Single- speed is voor dit ontwerp de betere keuze.
Een generator wekt trillingen op die sterktebeperking kunnen veroorzaken van het frame. Deze
moeten zoveel mogelijk opgevangen worden. Daarom is de generator gemonteerd op 4
schokdempers. De stoorfrequentie is 25,25 Hz. Uit de catalogus van Novibra dempers volgt de
keuze van het type Novibra 1500 – 60 REAM. Dit type dempers dempt ongeveer 85-95% van
de trillingen volgens de catalogus.
3.3. Tandwielkast
Het is mogelijk te kiezen tussen twee types tandwielkasten: een tandwielkast met planetaire
trappen of één met parallelle trappen. Vergelijking van beide types leed snel tot de conclusie
dat een planetaire tandwielkast beter was voor dit ontwerp. Deze is lichter, compacter en
efficiënter qua inbouwing omdat de twee assen bijna in elkaars verlengde liggen. Verder kent
ze een langere levensduur door gebalanceerdere ingrijping van de krachten op de tanden.
De selectieprocedure van de catalogus van FLENDER PLANUREX werd gevolgd om tot een
geschikt type tandwielkast te komen, waarbij de nodige controleberekeningen zijn uitgevoerd.
De overbrengingsverhouding bepaalt welk type tandwielkast vereist is. Voor een
overbrengingsverhouding van 65 wordt dit type 2PS.
Dimensionering van de tandwielkast volgt uit het nominaal vermogen. In de berekeningen
houden de controlefactoren f1 en f2 rekening met het type aandrijving of het aantal
belastingsuren. Volgens Pn  Perf  f 1  f 2  P , waarbij P staat voor het nodige
generatorvermogen.
P


1050kW
 1080kW , Perf = 1620 kW, controlefactoren23 f1= 1,5, f2= 1, waaruit volgt dat
0,972
Pn = 1902 kW volgens de tabel op pag. 27 in de Flender Planurex Catalogus. Hiermee valt de
keuze op een Flender P2SA 26, Pn =1902kW. Uit een eenvoudige controle 3,3  P  Pn blijkt
dat de tandwielkast niet overgedimensioneerd is. De tandwielkast moet piekbelastingen
weerstaan. Piekbelastingen treden op bij een noodstop waar het remkoppel inwerkt op de
tandwielkast. (zie paragraaf 3.9)
Volgens de formule Pn  f 3 
Trem  ngen
,blijkt de tandwielkast te weerstaan aan het remkoppel.
9550
F3 houdt rekening met het aantal keer dat een piekbelasting per uur voorkomt. Hier
aangenomen 1 à 5 keer per uur: f3 = 0,50. Tot slot moet gecontroleerd worden of er extra
koeling nodig is. Dit kan door de thermische capaciteit van de tandwielkast te bekijken. Omdat
P  PG1  f 4  f 14 is er koeling nodig. Waarden voor f4 en f14 zijn 1 en 0,90. PG1 voor kleine
ruimtes wordt 151kW. Een ventilator in het gondel plaatsen moet dit koelprobleem oplossen.
3.4. Ophanging tandwielkast naar frame
De tandwielkast moet stevig 'opgehangen' worden aan het frame met in achtneming van
eventuele thermische uitzettingen of spanningen door zware belastingen. De Flender Planurex
catalogus24 bevat uitgebreide gegevens voor ophangingen en bijhorende keuze van bouten. De
ophanging wordt aan de kant van de primaire as bevestigd aan de tandwielkast door een cirkel
van 36 bouten van het type M42 (aanhaalmoment 5720Nm). De bevestiging aan de onderzijde
op het frame gebeurt met 2x 4 bouten van het type M56 (aanhaalmoment 9840Nm). De
verbinding tussen hoofdas en tandwielkast gebeurt via een krimpschijf.
3.5. Dimensionering van de rem en de remschijf
Correcte dimensionering en inbouwing van een rem is een strikte noodzaak. Het zwaarste
belastingsgeval is wanneer bij cut-off windsnelheid de turbine stilgelegd wordt, zonder de
wieken uit de wind te draaien. Wanneer het net dan uitvalt, levert de generator geen
tegenwerkend koppel meer. Deze factoren vormen de basis voor de selectie van een rem. Ook
belangrijk is de hoeveelheid gedissipeerde warmte in de remschijf. Bij oververhitting zou de
remkracht kunnen falen. Qua plaatsing van de rem is het logisch deze te plaatsen op de
secundaire 'snelle' as, waar het koppel beduidend lager is dan op de hoofdas. Zo is een
kleinere dimensionering van de remschijf mogelijk.
De formule om het remkoppel te berekenen bevat drie termen:
1. De wind werkt nog altijd in op de wieken: afremmen van het rotorkoppel.
2. De componenten op de rotoras hebben een traagheidsmoment.
3. Het koppel afkomstig van de generator: door het wegvallen van het net beschikt deze
over een inertie.
Het totale remkoppel is 12793Nm.25
De selectie van een geschikte remschoen en remschijf gebeurt op basis van de catalogus van
Svendborg brakes. Deze fabrikant levert remsystemen speciaal ontworpen voor windturbines.
Er zijn twee types bruikbaar voor dit ontwerp: dualspring of monospring.
Een dualspring remsysteem bevat 2 remschoenen en een monospring 1 remschoen. Het
voordeel van een monospring is een compactere uitvoering en rechtstreekse montage op de
tandwielkast. Dit is aantrekkelijk voor het ontwerp. Bijgevolg valt de keuze op een
23
24
25
De controlefactoren zijn terug te vinden op pag 13 van de catalogus Flender Planurex Tandwielkasten.
Flender Planurex catalogus, p. 46-51
Berekening van remkoppel en dimensies remschijf, zie appendix A
monospring. De catalogus van Svendborg brakes bevat een aantal remmen in de 300 series
die een koppel van 3000 tot 15000Nm aankunnen. Een Svendborg Monospring brake 300
series, BSFI 360 blijkt een goede keuze.
De remschijf heeft volgende dimensies: duitwendig = 750mm, dinwendig = 150mm en dikte =
50mm.
3.6. Secundaire as
De secundaire (snelle) as wordt gemonteerd aan het uiteinde van de tandwielkast door middel
van een vlakke inlegspie. Een inlegspie is ideaal voor verbindingen die onderhevig zijn aan
torsiemomenten. Ze zijn eveneens eenvoudig te monteren en demonteren26. De uitstekende as
van de tandwielkast heeft een diameter van 130mm: een spie van bxh = 36x20mm2 is
vereist27. De lengte van de spie is 230mm.28 De secundaire as moet bestand zijn tegen het
maximale remkoppel. De as is zoals de hoofdas hol. Als binnendiameter heeft het de diameter
van het uiteinde van de as van de tandwielkast, nl. 130mm. Een buitendiameter van 150mm
volgt uit sterkteberekening op torsie. 29 De lengte van de secundaire as moet zo kort mogelijk
zijn. Op deze manier kan de tandwielkast zo ver mogelijk naar achter geplaatst worden.
Volgens de momentenvergelijking berekend bij het ontwerpen van het frame, komt de afstand
tussen tandwielkast en generator uit op 0,88m. Dit biedt genog lengte om een inlegspie te
voorzien voor de verbinding met een flexibele koppeling (zie 3.8).
3.7. Ophanging van de rem
Uit veiligheidsoverwegingen is het beter de remophanging niet met het frame te verbinden.
Kleine vervormingen wegens thermische spanningen kunnen ervoor zorgen dat er geen goede
passing is tussen remschoen en remschijf, wat ernstige gevolgen kan hebben. Daarom ging de
keuze uit naar een rechtstreekse ophanging aan de tandwielkast.
De remschoen is gemonteerd op een flens die zich op de tandwielkast bevindt30.
De catalogus van Svendborg Brakes vermeldt dat de installatie van het remschoenvoetstuk op
de flens met 2 keer 4xM20 bouten gebeurt. Omdat in dit ontwerp compactheid en robuustheid
primeren, is de remschijf op de secundaire as vastgemonteerd via een verdikking/flens in de
as. Remschijf en flens zijn verbonden via 10 circulair geplaatste M20 bouten, met
aanhaalmoment 502,2Nm. 31
3.8. Koppeling secundaire as en generator
Als laatste onderdeel moet de generator vastgehecht aan de secundaire as. Omdat de
generator trillingen veroorzaakt, mag de koppeling geen starre verbinding zijn. De keuze viel
op een Flender ELPEX ESN 465 SN flexibele koppeling. De binnendiameter van de koppeling is
de buitendiameter van de secundaire as: 150mm. Aan de andere zijde heeft de koppeling een
binnendiameter van 130mm, de diameter van de generatoras. De montage gebeurt telkens via
een vlakke inlegspie. Aan de generatorzijde een spie met afmetingen 36x20 mm2 en aan de
andere zijde 40x22 mm2. (Toleranties N9 /IS9.)
De lengte van de inlegspieën zijn respectievelijk 153mm en 181mm.32
Roloff/Matek p. 342
Catalogusuittreksels Belgische Normen
28
Berekening lengte vlakke inlegspie, zie appendix B
29
Berekening diameter secundaire as, zie appendix B
30
Deze flens moest in dit ontwerp niet op sterkte berekend worden, en verondersteld dat deze flens sterk genoeg was
en gelijk welke vorm kon aannemen.
31
Berekening sterkte boutverbinding, zie appendix B
32
Berekening lengte vlakke inlegspie, zie appendix B
26
27
Appendix A
3.9. Berekening van het remkoppel
 gen 
1500  2
de hoeksnelheid van de generator, en
60s
remmen in 10 seconden. Iwieken  53400  3  160200kgm
2
Tgen  Tnom 
Pnom
 gen
 gen
 rem 
33
10s
de hoekversnelling bij
,
 6877 Nm .
Formule voor de berekening van het remkoppel:
Trem 
Iwieken  rem
 Ias   rem  Tgen
i2
Omdat de traagheidsmomenten van de onderdelen op de as (rem, koppeling, tandwielkast...)
verwaarloosd kunnen worden t.o.v. het traagheidsmoment van de wieken, vereenvoudigt de
formule:
Trem  Iwieken2 rem  Tgen  12793Nm
i
3.10. Dimensionering remschijf
Om de hoeveelheid energie vrijgekomen tijdens het remmen te berekenen, is het nodig de
hoek waarover gedraaid is tijdens het remmen te kennen:
 einde   gen  t 
 rem  t 2
2
 785, 4
Ewarmte 
 einde
0
Tremd  107 J
Om de rem juist te dimensioneren moet de optredende temperatuursstijging door wrijving,
onder de maximaal toelaatbare stijging van 250 ° C blijven. De minimale buitendiameter van
de remschijf is 500mm. Ook de dikte blijft liefst zo dun mogelijk en tussen de grenzen van 2050mm. De binnendiameter van de rem is de buitendiameter van de secundaire as. Een aantal
iteraties zijn nodig om een correcte remdimensie te vinden.
kg
J
: de massadichtheid van staal, cstaal  480
: de warmtecapaciteit van staal,
3
m
kgK
 0,150m : de inwendige diameter van de remschijf,
 staal  7860
dinwendig
(duitwendig 2  dinwendig 2 )    d   staal
4
: de massa van de remschijf.
Ewarmte  massaschijf  cstaal T is de energievergelijking waaruit na een aantal
massaschijf 
iteraties met
variabele dikte d en uitwendige diameter een aanvaardbare verandering van de temperatuur
wordt gezocht. Met dikte d  0,05m en duitwendig  0,750m is de temperatuursstijging
T  125C , wat binnen het aanvaardbare gebied valt. Nu kan een remschoen worden
gekozen uit de catalogus op basis van de formule
Mb  Fb  a 
(duitwendig  0, 2)
, waarbij Mb het
2
remmoment betekent, en Fb de remkracht per remschoen. De parameter a bepaalt het aantal
remschoenen, hier is deze gelijk aan 1 omdat voor een monospring gekozen is. Om Fb te
berekenen is Mb gelijkgesteld aan Trem, de remschoen moet immers zeker dit koppel kunnen
opvangen.
Fb 
2  Trem
 46521, 6 N
duitwendig  0, 2
33 Zie tabel III pag 30 van cursustekst ‘Aerodynamisch en mechanisch ontwerp van een windturbine’ .Type rotorbladen LM26.1
Deze berekening verantwoordt de keuze van een Svendborg 300series BSFI360 Monospring
Brake.
Appendix B
Berekening boutverbinding flens en remschijf
De berekening van een boutverbinding die de remschijf en flens voldoende stevig verbinden
gaat volgens procedure D van pag. 221 uit Roloff/Matek.
Voor n= 10 bouten moet elke schroef een dwarskracht van
Fdwars 
Trem
 16kN , met
rn
  0, 4 uit tabel (1-14) (staal op staal, niet gesmeerd) en r  0.1m : de straal van de
steekcirkel. Deze waarde voor de dwarskracht laat toe een eerste schatting te maken via tabel
(8-13): M 20 bouten. De montage- voorspankracht Fvm wordt berekend volgens formule (8.31)
en is gelijk aan 35kN. Uit de controleformule Fvm  Fsp blijkt dat M20 bouten van sterkteklasse
10.9 bij een totale schroefwrijvingscoëfficiënt van 0,12 zeker volstaan. Het aanhaalmoment MA
kan berekend worden uit als MA  0,9Msp  502, 2 Nm .
Berekening lengte vlakke inlegspie
Uit de formule uit Roloff/Matek (12.1) kan de nodige lengte van de spie berekend worden.
Hiervoor is terug de maximale torsiebelasting vereist, gelijk aan het remkoppel.
Re
2  Teq  K

Sf d  h ' l ' n  
(12.1)
Lengte spie verbinding as tandwielkast met secundaire as.
Re  235 106 Pa : toelaatbare spanning staal, S f  1,5 : veiligheidsfactor, Teq  Trem 1,5 , K  1,1 :
bedrijfsfactor, h '  0, 45h  0,02m  0, 45 : dragende spiehoogte, met h de spiehoogte,
n  1 :aantal inlegspieën,   1 : draagfactor, d  0,130m : diameter as tandwielkast.
Hieruit volgt de lengte voor de spie:
l
2  Teq  K  Sf
 0, 230m
Re d  h ' n  
Lengte spie verbinding secundaire as met koppeling
Deze diameter van de as is anders, en dus ook de hoogte van de spie:
dsec undaireas0,150 m en h '  0, 45h  0,022m  0, 45 , waaruit volgt l  0,181m
Lengte spie verbinding koppeling met generatoras
d generatoras0,130 m en h '  0, 45h  0,02m  0, 45 , waaruit volgt l  0,153m
Berekening diameter secundaire as
Via formule (11.6) uit Roloff /Matek: k  0,9 : de diameterverhouding,
  72,5 106 Pa : de
maximale torsiebelasting.
duitwendig  1, 72  3
Trem
 0,137 m
  (1  k 4 )
Uit veiligheidsoverwegingen wordt gekozen voor een buitendiameter van 150mm.
4. Frame
4.1. Positioneren van componenten
Om een symmetrische belasting van de gondel te hebben is het correct positioneren van de
componenten belangrijk.
De positie van de verschillende componenten wordt bepaald door 2 onbekenden:
1. Lengte van de hoofdas.
2. Afstand tussen tandwielkast en toren.
Op basis van deze 2 onbekenden zijn 2 verschillende vergelijkingen opgesteld:
1. Het moment rond het middenpunt van de toren moet zonder externe belasting 0kNm
zijn. Zo moet de kruilager op de toren enkel de externe maximale belastingen
opnemen.
2. De minimale veilige afstand tussen het uiteinde van de toren en rotortip moet 3,4m
zijn.
Volgende vereenvoudigingen zijn doorgevoerd:
1. Componenten zijn massapunten.
2. De lengte van de secundaire as is zo klein mogelijk gemaakt (0,88m), zodat de
generator en tandwielkast een zo groot mogelijk tegenmoment kunnen leveren.
3. Het gewicht van de rem, koppeling, kruimotoren en secundaire as zijn verwaarloosbaar.
Hieruit volgen deze 2 vergelijkingen:
1.
2.
M
toren


i component
ri  Fi xnaaf wiek  Gnaaf wiek  xhoofdas  Ghoofdas  xtwk  Gtwk  xgenerator  Ggenerator  0
xwiekuiteinde  xtorenuiteinde  3,4m
Hierin is
xi de positie van de componenten geschreven in functie van de onbekende positie
van de tandwielkast en/of lengte van de hoofdas.
De 2 vergelijkingen worden parametrisch opgelost naar de lengte van de hoofdas i.f.v. de
positie van de tandwielkast. De resultaten zijn het gemakkelijkste visueel te interpreteren:
Figuur 4-1: Lengte van de hoofdas ifv. de positie van de tandwielkast
Op Figuur 4-1 toont het plot van de 2 vergelijkingen. De groene zone duidt een gebied aan
waar de lengte van de hoofdas langer mag zijn, hoewel er dan geen 0kNm moment rond de
toren is.
Het optimum is het snijpunt van de 2 rechten: het moment rond de toren is 0kNm en de
lengte
van
de
hoofdas
respecteert
de
minimale
veilige
lengte
van
3,4m.
Gevonden resultaten:
 Lengte hoofdas: 4,599m
 Afstand tandwielkast tot middenpunt toren: 2,415m
4.2. Profielen
Volgens Roloff/Matek gaat voor staalconstructies de voorkeur uit naar S355JR34.
De vloeispanning is de belangrijkste factor van de profielen. Met een veiligheidsfactor van 2,5
mag de vloeispanning in de profielen niet over 142N/mm2 gaan.
De meeste gekozen profielen zijn standaardprofielen, om de kosten zoveel mogelijk te
drukken.
In de berekeningen van het frame wordt gewerkt met krachten in de lagers van de hoofdas in
de grootteorde van 600kN. In werkelijkheid zijn deze krachten slechts half zo groot, waardoor
de profielen overgedimensioneerd zijn. Deze aanpassing van de lagerkrachten gebeurde
laattijdig.
4.2.1.
Langsligger (binnenkant)
Uit de eindig-elementen-berekening van FEMAP, volgt dat het maximaal optredend moment in
het profiel van ordegrootte 397kNm is.
Een profiel selecteren kan op basis van

My
. Dit geeft een verhouding tussen het
I
traagheidsmoment en profielhoogte:
I
Mx

y
Mx h
397kNm h

 0.00279 h
 2 142 N
2
2
mm
met:
 Mx: maximaal moment dat kan optreden in 1 langsligger onder maximale belasting
 : Maximale vloeispanning
Deze rechte kan geplot worden met de beschikbare data uit Roloff/Matek:
Figuur 4-2:Selectie profiel langsligger (binnenkant) – a) enkel Mx
b) Mx + Mz
Uit Figuur 4-2 blijkt dat enkel profiel IPB450 en IPB500 voldoen. Bij vectorieel optellen van Mz
met Mx,blijkt IPB450 nauwelijks nog houdbaar te zijn. IPB500 blijft over.
De beste keuze is in principe een rechthoekig profiel, omdat deze torsie beter opneemt. Omdat
er geen gegevens beschikbaar zijn van profielen met een dikkere wanddikte of grotere hoogte,
zijn I-profielen genomen. Om te controleren of de I-profielen niet begeven onder
torsiebelasting, werd voor de I-profielen in FEMAP een zeer laag torsietraagheidsmoment
ingegeven van 10cm4. Dit omdat torsietraagheidsmomenten voor I-profielen ontbraken in
Roloff/Matek.
De structuur van het frame is aangepast zodat de I-profielen nooit onder torsie komen te
staan. Dit werd nagerekend met FEMAP.
4.2.2.
Langsligger (buitenkant)
Omdat het moment op de binnen-langsligger kan oplopen tot boven de 500kNm, zijn er 2
extra ondersteunende balken toegevoegd aan het frame. Hierdoor werd het moment op de
binnen-langsligger teruggedrongen tot ≈ 400kNm.
34
Roloff/Matek Tabel 1.1 p.1
De berekeningen voor deze balk verlopen volledig analoog aan paragraaf 4.2.1. Volgende
figuur verduidelijkt de profielkeuze:
Figuur 4-3: Selectie profiel langsligger (buitenkant) met Mx + Mz = 150kNm
Hieruit blijkt dat een rechthoekig NEN EN 10 210-2 500x300 profiel voldoet aan de vereisten.
Dit profiel laat eveneens toe om gemakkelijk de kruimotor te bevestigen.
4.2.3.
Andere profielen
Voor de resterende profielen zijn analoge berekeningen & figuren gemaakt.
Volgende parameters hebben de keuze beïnvloedt:
(Het stuknummer verwijst naar tekening 4.2.)
 2 - Tandwielkastdrager/dwarsligger – NEN EN 10 210-2 500x300:
o Er staat geen directe dwarskracht op het profiel dat aanleiding kan geven tot
torsie.
o Toch treedt er torsie op in de dwarsbalk omdat het massapunt van de drager +
tandwielkast zich niet boven de balk bevinden. Dit is niet zichtbaar in het
FEMAP-model, omdat er met puntmassa’s gewerkt is.
 3 - Generator – NEN EN 10 210-2 500x300:
o Hier zijn 2 korte rechthoekige balken van 500x300mm gebruikt. Niet uit
sterkteoverweging, maar vooral om het hoogteverschil.
o I-profielen kunnen hier niet vanwege het eventueel optreden van extra
dwarskrachten en/of torsie door trillingen of inertie.
 6/7 - Generator-voetjes – Zelf ontworpen:
o Aangezien de generator 5º geheld is, is een klein tussenstuk nodig om de
generator met het frame te koppelen. Er zijn geen specifieke vereisten, buiten
dat ze de maximale kracht van 12,9kN moeten kunnen opnemen.
 9 - Ondersteun drager lagerhuis hoofdlager – NEN EN 10 210-2 120x120
o De vloeispanning is de beslissende factor. Het profiel staat vooral onder trek of
druk.
 10+13 - Dwarsbalk hoofdlager (zijdelings) met houder – NEN EN 210 300x300
o Dienen om het moment van de hoofdas gelijk te verdelen over de hele gondel.
Hierdoor verkleint o.a. buiging van de langsliggers aan het uiteinde bij
maximale belasting. Een klein tussenstuk is gemaakt om de profielen te
bevestigen op het lagerhuis.
 14 - Dwarsbalk hoofdlager – NEN EN 10 210-2 400x200:
o De vloeispanning is de beslissend factor.
4.3. Dimensioneren kruilager
Het keuze van de kruilager gebeurt volgens de methode uitgeschreven in de Rollix catalogus.
De keuze ging uit naar een Rollix-lager vanwege de eenvoudige methode om het lager te
selecteren.
De equivalente kracht Feq voor horizontaal gemonteerde lagers:
Feq  FA  K R FR  728kN  0,5 150kN  803kN
met:



FA: maximale axiale kracht = som van de gewichten
FR: maximale radiale kracht ≈ axiale dwarskracht
waarbij de factor Kr = 0,5 omdat
Fr
 0, 25 .
Fa
Het kantelmoment:
M T  M y2max  M x2max  512kN 2  578kN 2  772kN
met:

My,max: maximaal moment in y-richting ≈ koppel op de as + traagheid wieken bij
remmen
 Mx,max: maximaal moment in x-richting ≈ Mwtilt
De momenten hangen enkel af van de externe belastingen omdat de componenten zo
gepositioneerd zijn t.o.v. het frame dat het moment rond de toren 0kNm is. (zie paragraaf 4.1)
Op basis van deze gegevens is het applicatiepunt uitgerekend:
Px  Feq K A KU K S  803kN .1,65.1.1  1325kN
Py  M T K A KU K S  772kNm.1,65.1.1  1270kNm
met:


KA: Constante afhankelijk van rotatiesnelheid. Windturbine ≈ 1,65
KU & KS: Constanten afhankelijk van belasting. Standaard ≈ 1.
Ook de theoretische levensduur van het lager is berekend (zie Figuur 4-4: Capacity Curve):
OL  OP  KT  1838.2,6  4779.6
met:



OP: Afstand tussen oorsprong en ‘application point’
OL: Afstand tussen oorsprong en ‘application point service limit’
KT: Service factor. Voor 76000u (20 jaar x 3600 u/jaar) is dit 2,635
Figuur 4-4: Capacity Curve
Op de figuur is waar te nemen dat het ‘Service Limit’ punt OL voor 20 jaar, over de limiet van
de ROLLIX 07.1997.04 gaat. Bijgevolg is geopteerd voor de ROLLIX 07.2000.00 met inwendige
vertanding. Deze heeft bovendien een ruime veiligheidsmarge.
4.4. Dimensioneren kruimotor + kruirem
Eerst is gezocht naar het maximaal moment Mz,max dat kan optreden in de z-richting.
M zmax  M wkrui  M krui  Crc  M gyro  867kNm  15kNm  19kNm  0kNm  902kNm
met:



35
Mwkrui: Maximaal kruimoment geleverd door wiek
Mkrui = ∑I: Moment door traagheid van het hele frame met
o I: som van alle traagheidsmomenten ≈ 2,9e6 kgm2
o : Hoekversnelling bij het opstarten van het kruien = 1/600*π
Crc: wrijving door lager. Berekeningsmethode: zie Rollix Catalogus p.38.
Rollix Catalogus, p.29, bovenste curve

Mgyro: gyroscopisch moment is verwaarloosbaar (volgens taak 1)
Dit geeft voor het vermogen van de kruimotor:
P  T   M zmax K motorbelasting krui  902kNm.0, 20.
met:


1 rad

 9,5kW  11kW
60
s
Kmotor,belasting: In 99,5% van de gevallen is het te leveren koppel 20% van het maximale
koppel. Een kortstondige piekbelasting kan niet opgevangen worden. Na de
kortstondige piekbelasting kan de kruimotor weer bijregelen. Zo moet men de motor
niet overdimensioneren.
krui: hoeksnelheid van het kruien = 0,5rpm = 90º/30sec
Een standaard vertraagde motor van 11kW met een voldoend laag toerental is niet gevonden.
Daarom is het vermogen verdeeld over 2 motoren van 5,5kW met lager toerental. De FlenderHemmel MOTOX DF 181 - G 132 M4 - L150 voldoet volledig aan de vereisten.
Bovendien heeft deze een ingebouwde rem als optie (L150). De rem kan 99,9% van de
belastingsgevallen opnemen omdat iedere rem apart een koppel van 150kN kan opnemen. De
rem gaat automatisch af als de stroom uitvalt of is manueel schakelbaar.
Dimensionering van het tandwiel tussen de kruimotor en het lager:
zklein 
met:


krui
0,5rpm
zlager 
118  19,66  19
motor
3rpm
zlager: aantal tanden in lager
motor: verlaagde snelheid aan de uitgang van de motor
Het aantal tanden is naar beneden afgerond om gelijktijdiger ingrijping te bekomen. Dit om
rateling te vermijden. Roloff/Matek raadt aan minstens 17 tanden te gebruiken om
ondersnijding te vermijden.36
De uiteindelijke overbrengingsverhouding is i 
z groot _ wiel
zklein _ wiel

118
 6, 21 .
19
4.5. Verbindingstechnieken
Lasverbindingen hechten de verschillende componenten aan.
Voordelen :
 Bijzonder geschikt voor overdragen van krachten, buig- en torsiemomenten
 Goedkoop uit te voeren voor enkelstukfabricage (zelfs bij grote stukken)
 Vervaardigen van onderhoudsvriendelijke constructies
 Tegenover klink- en boutconstructies:
o Geen verzwakking van de profielen door klinknagel- en boutgaten.
o Veel betere krachtsoverdracht dan bijvoorbeeld klinknagels.
o Bij boutgaten moet er veel meer rekening gehouden worden met toleranties,
maken van de gaten, enz.
 Tegenover lijmverbindingen:
o Vereist oppervlaktebehandeling
o Lange uithardingstijd
o Kruipneiging bij langdurige belasting
o Lage vermoeiingsgrens
 Tegenover soldeerverbindingen:
o Hoog verbruik van meestal dure legeringmaterialen als soldeermateriaal: niet
economisch
o Gevaar op elektrolytische vernietiging
o Minder sterk dan lasverbindingen
36
Roloff/Matek Hoofdstuk 21, formule (21.14), p.660
Nadelen:
 Optreden van krimp, hoge inwendige spanningen en structuurveranderingen
o Gevaar op brosse breuk en scheurvorming: vereist kwalitatief goed laspersoneel
 Positioneren van de staven moeilijker dan bij klink- en boutconstructies
Gietconstructies zijn geen optie. Een frame is omvangrijk en geen massaproduct. Bijgevolg is
deze procedure niet economisch verantwoord.