Smörjning Av Lager

Smörjning Av Lager

Lubrication Of Bearing

Per-Arne Ahlman

Konstruktion

Examensarbete

Institutionen för Maskin Konstruktion

LIU-IEI-TEK-G--09/00141--SE

1

Abstract

The work thesis was performed at Assalub a company which is situated in Åtvidaberg. The company works with developing, manufacturing and marketing equipment for handling of lubricants for light and heavier industry. The work thesis it is based on a inquiry Assalub got from MacGregor which is a company within cargo solution, from port to offshore system. For unloading grain and other material from the ship cargo it is used combined inlet feeder and screw conveyor, there the inlet feeder is drilling down through the cargo and feed the screw conveyer with material to further destination. At the bottom of the screw conveyer and the inlet feeder there is a bearing that keep the parts together. However the lubrication of the bearing must be made manually. Until now the bearing was lubricated manually through a grease nipple from the bottom of the drill once a day.

The purpose of the thesis was the construction of a lubricating system namely a pump with a grease container which should be placed inside the space of the screw conveyer, so the bearing will be continually lubricated and able to work several days without any stoppage. After receiving drawings and operating data for the screw conveyer, the details for the construction was designed in CAD system Solid Edge. The solid mechanics calculations on the weakest point on the construction was made by hand and afterwards the drawings for respectively details was made.

The construction was completed, but because of the time limit for this work thesis, the manufacturing, mounting and testing were not included in these weeks. The grease containers capacity is approximately seventy-two hours, although desirable should be up to seven days. According to the solid mechanics calculations, the construction should have no problem to resist the stresses it would be exposed to.

Since this is a prototype there is probably some adjustments and improvements to do, but the estimating is that the system should work properly as it is now.

2

Sammanfattning

Examensarbetet har utförts på företaget Assalub, som är beläget i Åtvidaberg. Företaget utvecklar, tillverkar och marknadsför utrustning för rationell smörjautomation både för lätt och tung industri. Assalub har fått en förfrågan från MacGREGOR som är ett företag inom stuveribranchen både för hamn och offshore.

Vid lossning av spannmål och andra material så använder man sig av en kombinerad inmatare och skruvtransportör, där inmataren borrar sig ner i lasten samtidigt som den matar in materialet till skruven. Skruvtransportör och inmatare är lagrade i varandra i inmatarens bottendel med ett hårdmetallager. I dag smörjs lagret manuellt via en smörjnippel en gång per dygn.

Syftet med examensarbetet är att konstruera ett smörjsystem , en pump med fettbehållare som placeras i ett utrymme inne i själva transportskruven, som gör att lagret får kontinuerlig smörjning och kan vara i drift under flera dygn utan driftuppehåll p.g.a. påfyllning av fett. Efter att fått ritningar och driftdata på spannmålstransportören så ritades detaljerna som ingår i konstruktionen upp i Solid Edge. Hållfasthetsberäkningarna gjordes sedan för hand på den svagaste delen i konstruktionen. Därefter togs ritningar fram på respektive detalj.

Konstruktionen färdigställdes, men tillverkning, montering och driftprov fanns det ej tid för inom examensarbetets planerade tidsgräns. Fettbehållarens kapacitet är ca, tre dygn, önskvärt var i alla fall upp till ca, sju dygn. Enligt hållfasthetsberäkningarna ska konstruktionen klara de påfrestningar de kommer att utsättas för. Då det är en prototyp så finns det säkert justeringar och förbättringar att göra men bedömningen är att konstruktionen bör fungera tillfredställande som den är nu.

3

Förord

Examensarbetet har genomförts vid institutionen för konstruktionsteknik vid Linköpings tekniska universitet för företaget Assalub i Åtvidaberg. Jag vill först och främst tacka Niklas Rehn som var min handledare på företaget, som gjorde det möjligt att jag fick utföra examensarbetet som var lärorikt och intressant samt Stig Algstrand som var min handledare på Linköpings tekniska universitet.

Linköping den 28 september 2009 Per-Arne Ahlman

4

Innehållsförteckning

2.2 Fakta inför konstruktionen ... 8

2.3 Beräkningar ... 10

2.3.1 Fakta och beräkningar av plattkilar. ... 12

2.3.2 Beräkning av axeldimensioner ... 14

2.3.3 Haigh-diagram... 21

2.3.4 Säkerhet mot utmattning ... 25

2.3.5 Flytlastförhöjning. ... 26

2.3.6 Svivelaxel, temperaturspänningar ... 27

2.3.7 Haigh-diagram, temperaturspänningar... 29

3 DISKUSSION OCH SLUTSATS... 31

3.1 Diskussion ... 31 3.2 Slutsats ... 32 4 REFERENSER ... 33 5 BILAGOR ... 34 5.2 Detaljritningar, 1 – 14 ... 35 5.3 Planetväxel ... 49

5.3.1 Ritning, drev planetväxel ... 50

5.4 Axelkoppling... 51

5

1 Inledning

1.1

Företagspresentation

Assalub utvecklar, tillverkar och marknadsför utrustning för rationell smörjautomation. Detta omfattar utrustning både för handsmörjning och centralsmörjning, men även utrustning för hantering av smörjmedel. Assalubs produktprogram för hantering av smörjmedel omfattar luftdrivna pumpar för oljor, fetter och rostskyddsmedel och andra samhanterade verkstadsvätskor. Programmet omfattar också smörjning inom tung processindustri såsom pappers, cellulosa, metallvaru och cementindustri. Assalub är ett privatägt företag med ett 40-tal anställda med huvudkontoret, fabriken, lagret och produktutvecklingen belägna i Åtvidaberg som ligger 35 km sydost om Linköping.

1.2

Bakgrund

En av Assalubs kunder MacGREGOR gjorde en förfrågan angående en spannmålstransportör. Problemet med spannmålstransportören är ett lager som sitter monterat i bottendelen mellan skruvtransportör och inmataren (figur 1). Lagret smörjs med fett manuellt en gång per dygn, vilket innebär för många driftstopp. För att undvika alltför täta underhållsstopp så önskar MacGREGOR ett smörjsystem som förlänger smörjningscyklerna.

1.3

Uppgift

Uppgiften är att utveckla och konstruera ett smörjsystem för ett lager, som eliminerar så långt som möjligt onödiga driftstörningar.

1.4

Syfte

Syftet var att konstruera ett väl fungerande smörjsystem för ett lager för att undvika alltför täta underhållsstopp.

6

1.5

Metod

Först och främst var det att sätta sig in i problemet, genom att studera de driftfakta och ritningar på skruvtransporttören som MacGREGOR skickade till Assalub. Tanken var att placera en fettbehållare med tillhörande pump i det utrymme som finns i transportskruven, strax ovanför lagret d.v.s. på lagerlocket. Påfyllning av fett i behållaren bör ske så smidigt som möjligt, utan några större ingrepp som tar tid. Påfyllningscyklerna ska vara så långa som möjligt också. En del av de detaljer som är tänkt att användas, som Assalub själv tillverkar är fettpump med behållare.. Önskvärt är också att konstruktionen ska kunna monteras på plats utan några större ingrepp på den befintliga utrustningen.

Efter att ha satt sig in i problemet med vilka detaljer som bör ingå i konstruktionen, så studerades först de leverantörer som Assalub redan handlar med i första hand. Sedan användes Internet för att hitta företag till respektive detaljer som söktes. Svenska leverantörer valdes i första hand, vilket visade sig att de kunde leverera det som söktes. Nästan halva tiden av det tänkta ex-arbetets längd gick åt till att ringa, eller i vissa fall skicka e-mail, tills att de rätta detaljerna hittades eller blev levererade. Det program som användes till att göra ritningar med var Solid Edge, vilket det inte fanns någon tidigare erfarenhet av och tog lite tid att lära sig. Den litteraturen som användes för beräkningar var hämtade ur de kurser som har praktiserats, och delvis från universitets bibliotek.

Någon QFD eller konceptgenerering som t.ex. Brainstorming eller Go/No-Go metod som brukar praktiseras då någon ny konstruktion ska utvecklas har inte gjorts här, då det krävs minst två personer för att få ett utbyte av idéer. På bilaga 1 finns konstruktionen presenterad, med detaljbeskrivning på det som har konstruerats, övriga detaljer är inköpta.

7

2 Konstruktion

2.1

Funktion spannmålstransportör

Transportören (figur 1) består till den yttre delen av en inmatare, som borrar sig ner i lasten och roterar medurs sett från bottendelen. Inuti inmataren roterar en transportskruv moturs vilket inmataren matar in spannmålen till.

Figur 1. Källa: MacGREGOR

Bottendelen (figur 2) består av en lagertapp, och är fast monterad med ett skruvförband i inmataren, och som transportskruven (figur 3) sitter lagrad i1.

Figur 2. Källa: MacGREGOR Figur 3. Källa: MacGREGOR

1

Se också bilaga 5.5, sprängskiss för ytterligare detaljbeskrivning.

inmatare

Transport skruv Bottendel

8

2.2

Fakta inför konstruktionen

Följande fakta som MacGREGOR gav inför konstruktionsarbetet .

1. Under drift kan temperaturen bli upp till ca, 1000C. Då utrymmet är slutet så kommer det inte att bli någon yttre miljöpåverkan.

2. Varvtal inmatare 45 rpm medurs, skruv 290 rpm moturs.

3. Befintlig påfyllning av fett är önskvärt, det vill säga ifrån bottendelen (figur 4).

4. Längre påfyllningscykler av fett, då man i dag fyller en gång per dygn, vilket är för korta intervaller.

5. Spel mellan inmatare och transportskruv: Axiellt: ca, +/- 5mm, Radiellt: ca, 2mm 6. Beräknad fettförbrukning per dygn är ca, 0,5 kg/dygn

Då det är ett litet utläckage av fett hela tiden, så kan den relativt höga temperaturen bero på att det uppstår för hög friktion i lagret. Det kan också vara anledningen till att det blir relativt stora spel, då det uppstår lagerslitage.

Fettförbrukningen är uppskattad och är den mängd fett man fyller på med per dygn i dag. Förbrukningen kan vara högre eller mindre, p.g.a. lagerslitaget så kanske det är behov av mer fett för att undvika varmgång av lagret/packningar. Om man pumpar i för mycket fett så uppstår ett för stort övertryck i lagerlocket, vilket medför att det kommer att tryckas ut fett genom tätningarna som innebär onödigt stor fettförbrukning. Det är också möjligt att fettbehovet kan komma att vara lägre, då lagret kommer att få jämn smörjning och drifttemperatur.

Att den befintliga påfyllningen (figur 4) bör användas beror mest av säkerhetsskäl. Om man ska göra ingrepp mellan borr och skruv så måste man bryta det elektriska enligt säkerhetsföreskrifter, vilket skulle komplicera det hela i onödan och ta för lång tid

För att fettbehållaren ska bli så stor som möjlig så måste konstruktionen vara kompakt på grund av det begränsade utrymmet (figur 5), och när befintlig fettpåfyllning kommer att användas så innebär det att några detaljer måste specialbeställas och tillverkas.

9

I botten på lagertappen sitter en fettnippel monterad, fettet pumpas in via fettnippeln vidare upp genom ett hål i lagertappen. Fettet samlas under lagerlocket och ner efter sidan på locket d.v.s. runt lagret. En teori är att allt det fett som samlas ovanpå lagertappen inte rinner ned efter sidan till lagret under drift. Det innebär att lagret kommer att gå mer eller mindre torrt, och en onormal hög drifttemperatur uppstår under en tid innan nästa påfyllning.

Fig 5. Schematisk bild över konstruktionen som ska placeras i utrymmet i skruven. Se bilaga 5.1 för mer detaljerad bild.

Ett av problemen att lösa var fettfyllningen, lagertappen som sitter monterad i inmataren roterar i motsatt riktning jämfört med transportskruven. Man kan säga att det är själva lagertappen som blir motorn för fettpumpen, och fettbehållaren med övriga detaljer d.v.s. hela konstruktionen kommer att rotera i motsatt riktning, som sitter fast monterat i lagerlocket. Sedan måste fettet pumpas förbi axelkopplingen, planetväxeln och fettpumpen upp till fettbehållaren. Det löses med en så kallad svivel som monteras först, där fettet pumpas in i svivelns axel och ut via svivelns kropp. På svivelkroppen monteras ett rör som gör att fettet passerar förbi axelkopplingen etc. och vidare upp till fettbehållaren (se figur 6).

Fettbehållare Övriga detaljer Lagerlock Transportskruven roterar moturs Lagertappen roterar medurs

10

Figur 6. Svivelkropp och axel i genomskärning. Se bilaga 5.1 för placering.

Svivelkroppen roterar i samma riktning som fettbehållaren, och svivelaxeln i motsatt riktning. Pumpen klarar endast en rotationsriktning, därav en planetväxel som måste ha motsatta rotationsriktningar på in och utgående axlar. Valet av en planetväxel beror på att den har den mest kompakta yttermåtten med hänsyn till specifikationskraven, och axlarna roterar koncentriskt d.v.s axlarna ligger i linje med varandra.

2.3

Beräkningar

Fettpump som kommer att användas är Assalubs egentillverkade, en modell som heter FL. Pumpen har ett inlopp, och sex stycken utlopp (trycksida). Då endast ett utlopp kommer att användas så pluggas de övriga fem. Pumpen har en kolv som kommer att pumpa ett slag per varv. Ett mottryck kommer att uppstå via påfyllningsslangen på trycksidan ner till lagret, och i lagerlocket då det har tagits i beräkning att dessa kommer att vara fyllda med fett. Mottrycket har beräknats till ca, 100 bar och är ett antaget värde efter tidigare erfarenhet av andra konstruktioner. Vid varje pumpslag kommer ett moment att uppstå, och det gjordes ett manuellt prov för att få fram ett värde på momentet.

Provet bestod av att ett rör med manometer som kopplades till trycksidan på pumpen, och ett mottryck på 100 bar skapades. Till hjälp att utföra det manuella provet användes en momentnyckel. Pumpens drivaxel är gängad en bit, en mutter gängades på så att man kunde använda sig av momentnyckeln med passande hylsa och rotera axeln. Ett vridande moment kommer att ske på utgående axel från pumpen och till de andra axlarna. Böj och dragmomentet (σ_Brespektive σ_S) kommer att vara försumbart på axlarna, då en axelkoppling2 kommer att monteras mellan planetväxel och svivel.

2

Axelkoppling se bilaga 5.4

Fett pumpas genom axeln

Fettet pumpas ut via röret och vidare till fettbehållaren

11

Axelkopplingen kan ta upp radiella och axiella spel, axelkopplingen består av två lätt löpande drev i en hylsa vilket inte i princip skapar något böjmoment i axiellt led.

Tabell 1. Pump FL

Flöde m3/varv Moment utgående axel, Nm Min: 3x10-8

Max: 1x10-7

Min: 13 Max: 15 Varvtal skruv: 290 varv/min, moturs

Borr: 45 varv/min, medurs 335 varv/min

Densiteten på fett är ~ 0,85-1,0 kg/l, beroende på fettkvalitet. Här har densiteten 1,0kg/l använts vid beräkningarna. 1,0 kg/l är lika med 1 kg/1×10−3 m3 fett

Behov mängd fett: 0,5 kg/24h = 0,5×10−3 m3/24h Pumpflöde beräknas på minflödet.

Pumpflöde/24h = 335×(3×10−8)×60×24= 0,014472 m3/24h = 14,2 kg/24h Behovet av fett är 0,5kg/24h vilket medför:

14,2/0,5 = 28,4 dvs. pumpen ger 28,4 gånger mer än behovet. Det betyder att en nedväxling av pumpen behövs för att få ner flödet till det önskade behovet.

Flödet kommer att ställa in på minflöde och växelns utväxling kommer att anpassas därefter. Innan beräkningarna var det lämpligt att först beställa en växel med önskad utväxling och att få en ritning3 på den, för att kunna dimensionera övriga detaljer.

Växel som beställdes: Gysin planetväxel av typ GPL 52, 3-steg.

Tabell 2. Driftdata för växeln Utgående axel

Figur 7. Källa: Aratron

Med utgående axel menas den axel som kommer att driva fettpumpen, dvs. den axel som kommer att ta upp det största momentet.

3

Se bilaga 5.3 och ritning för detaljer.

Startmoment, Nm 60

Moment under drift (utgående axel)

30

Utväxling 1:30

Diameter utgående axel, mm 12∅ Diameter axel motorsida, mm 10∅ Kilstorlek utgående axel, mm 12x4x4

12

2.3.1

Fakta och beräkningar av plattkilar.

Då det är ett begränsat utrymme på längden/höjden, så måste man ta extra hänsyn till dimensioneringen av axellängderna. Plattkilar kommer att användas och därför göres beräkningar för dimensionering av dessa först. Plattkilarna påverkar valet av längderna på axlarna. Fakta, tabeller för dimensionering och beräkningar nedan.

Tabell 3. SMS 2305

Figur 8. Källa: konstruktionselement och maskinbyggnad

Tabell 4. Utrymmesbehov vid fastsittande kil

Figur 9. Ocentrerad respektive centrerad axel. Källa: konstruktionselement och maskinbyggnad.

D B H C1 C2 (6)-8 2 2 1,2 1 (8)-10 3 3 1,8 1,4 (10)-12 4 4 2,5 1,8 (12)-17 5 5 3 2,3 (17)-22 6 6 3,5 2,8 (22)-30 8 7 4 3,3 D D1 D2 (6)-8 D+1 D+2 (8)-10 D+2 D+3 (10)-12 D+2 D+4 (12)-17 D+3 D+5 (17)-22 D+3 D+6 (22)-44 D+4 D+8

13

Tabell 5. Formel för dimensionering av kilförband4.

[

]

[ ]

[ ]

[ ]

[ ]

Där man i kilens längd l inte får räkna in rundningarna i kilens ändar, figur 11. l

Figur 10. Figur 11. Källa: Konstruktionselement och maskinbyggnad

Högre yttryck p (figur 11) på kilen bör inte överstiga 200 N/mm2. Trycket är i praktiken ej

heller jämnt fördelat över hela ytan på kilen, så marginal måste tagas med i beräkningarna. Det praktiska provet visade att pumpen vid varje pumpslag ger ett moment på max 15 Nm dvs. det moment som överförs på planetväxelns utgående axel, men ett moment på 20 Nm har tagits med i samtliga beräkningar. Nu har planetväxeln ett betydligt lägre moment på motorsidan, men det bestämdes att 20 Nm ska användas genomgående så långt som möjligt för att ha säkerhetsmarginal. Gysin planetväxel Mv = 20 Nm Axel: D = Ø 12mm Formel (1) _{p =138,89N/mm}2 Kil: l×B×H =12×4×4 4

Härledningar av formler hänvisas till den litteratur som formlerna är hämtade ur.

D

H

l

M

p

×

×

×

=

4

D

H

p

M

l

×

×

×

=

4

14 Tabell 6. Formel Mv [N] D [mm] ≥ l [mm] H [mm] P [ N/mm2 ] (1) 20000 _{Ø 12} 12 4 138,88 (1) 20000 _{Ø 12} 10 4 166,67 (1) 20000 _{Ø 12} 8 4 208,33 (1) 20000 _{Ø 10} 14 3 190,47 (1) 20000 _{Ø 10} 12 4 166,67 (1) 20000 _{Ø 10} 10 4 200 (1) 20000 _{Ø 12} 14 4 79,36 (1) 7000 Ø 12 4,2 4 139 (2) 7000 Ø 12 10 4 58,33

De två sista raderna har lagts till efter axelberäkningarna, då det visade sig att 20 Nm var för högt moment på svivelaxeln.

2.3.2

Beräkning av axeldimensioner

Det material som använts till axlar är SS 1914-04, Ø 30 mm.

Tabell 7. Materialdata SS1914-04. Källa: Metallcenter Sverige AB.

Axlarna kommer att utsättas för ett pulserande vridmoment τ_uvp. Materialdata saknas för pulserande vridmoment, men några vedertagna samband5 (tabell 8) kan tillämpas för att få fram de data som saknas. Båda ekvationerna används då värdena varierar något.

5

Handbok och formelsamling i hållfasthetslära KTH, sid 290 respektive 370.

Diameter [mm] Rp0,2=σ_s [MPa] Rm= σB [MPa] Hårdhet [HB] A5 [%] 0-16 410 510-810 150-220 7 (16)-40 375 460-760 160-210 8 (40)-63 305 410-710 150-200 9 (63)-100 245 380-630 140-190 10

15 Tabell 8. ) 64 ( 67 , 1 51 , 0 R_m Z ur = − − σ MPa (3) ) 64 ( 67 , 1 68 , 1 HB Z ur = − − σ MPa (4) τuv ≅τuvp ≈0,6σur

Värdet för Z saknas för SS 1914-04, men för stållegeringar varierar Z i allmänhet mellan 40-60 % . Tabell 9. Ekvation Rm min [MPa] Rm max [MPa] Rm medel

HBmin HBmax HBmedel Zmin [%] Zmax [%] Zmedel [%] uvpmin τ [MPa] max r uvp τ [MPa] medel uvp τ [MPa] (3) 460 760 610 40 60 50 117 137 173 (4) 460 760 610 160 210 185 40 60 50 137 208 172 uvp

τ = 150 MPa bedöms som ett rimligt värde att användas i beräkningarna, då det ligger ungefär mellan minvärdet (ekvation 3) och maxvärdet (ekvation 4) och under medelvärdet för att ha lite marginal. Ny komplett tabell för SS 1914-04 med de saknade värdena.

Tabell 10. Materialdata SS 1914-04.

s

σ = Sträckgräns τ_sv= Sträckgräns vid vridning B

σ = Brottgräns τ_uv= Utmattningsgräns vid växlande vridning u

σ = Växlande drag och tryck τ_uvp= Utmattningsgränsvidd pulserande vridning up

σ = Pulserande drag och tryck ur σ = Roterande böjning Diameter [mm] Rp0,2=σ_s [MPa] Rm= σB [MPa] Hårdhet [HB] A5 [%] uvp τ 0-16 410 510-810 150-220 7 150 (16)-40 375 460-760 160-210 8 150 (40)-63 305 410-710 150-200 9 150 (63)-100 245 380-630 140-190 10 150

16

Först beräknas momentet ut på växeln, för att få referens till axeldimensioneringarna.

in in

M ,ω M_ut,ω_ut

Axel motorsida Utgående axel Figur 12. Planetväxel

Nm

M_in =20 ω_in =2π×11,17varv/min ω_ut =2π×335varv/min Momentjämnvikt för planetväxel ut in in ut M M ω ω = (3) Nm M M ut in in ut 0,67 60 / 335 2 60 / 17 , 11 2 20 = × × × = × = π π ω ω

Momentet på axel motorsidan kommer att vara ungefär 1 Nm. Det medföljande drevet till planetväxeln har en håldiameter på 10mm, axeln som ska tillverkas för drevet kommer att ha krymppassning och låsas med Loctite.

Max ∅ 14 mm hål Max ∅ 14 mm hål

Figur 13. Axelkoppling

Axelkoppling med artikelnummer: 224-M14 har de minsta dimensionerna för specifikationskraven. Något hål är inte förborrat i axelkopplingen, men maximalt 14mm hål får borras. Tillåten maximal axelstorlek är därmed ca, 12 mm om man ska ta hänsyn till kilen, som bygger ytterligare 1,8 mm på radien. Maximal axelstorlek väljs i första hand.

17

Hållfasthetsberäkningarna kommer inte att göras på alla delar, bara på den del och det område som har den svagaste punkten, där det eventuellt kan uppstå utmattningsbrott. Då planetväxeln har en Ø 12 mm axel som klarar minst 20 Nm så fick den vara som referens i början för dimensioneringarna, även för hålaxlar. I tabellen nedan redovisas de formler som har använts vid beräkningarna.

Tabell 11. Vridning av axlar och hålaxlar

Maximal skjuvspänning på grund av vridmoment Mv × × × × × = − κ λ δ τ 8 5 max v v t W M K ₍₅₎ Max vridmoment vad en axel klarar av t v v K W M =τmax× 5−8×κ×λ×δ (6) Tunnväggigt cirkulärt rör t R W_v6 =2π 2 (7) Tjockväggigt cirkulärt rör D d D W_v 4 4 7 16 − = π (8) Massiv cirkulär axel 16 3 8 D W_v =π (9) Vridning av axel med diametralt hål 6 16 2 3 9 dD D M W v nom − = = π τ nom t K τ τ_max = × (10)

18 Där:

uvp

τ

τ_max = (maximal skjuvspänning vid pulserande vridning)

R = Medelradien 4 3 4 d D R= + eller 2 t d R= + ⇒ ≥ 7 t R Tunnväggigt rör t K = Spännningskoncentrationsfaktor q = Kälkänslighetsfaktor r = kälradie Sa = säkerhetsfaktor = t v K M

Reduceringsfaktorer för Haigh-diagram: κ = Ytfinhet

λ = Teknologisk volymfaktor

δ = Geometrisk volymfaktor

AXEL, LAGERBANA Tabell 12. Axel, Lagerbana

Ekva tion _t R W _v R [mm] t [mm] D [mm] d [mm] r [mm] uvp τ [MPa] t K κ λ δ M_vmax [Nm] Sa [Nm] (6) ≈5 (7) 10,425 2,1 24 19,8 0,2 150 3 0,89 0,95 0,97 179 90 (6) ≈5,4 (7) 14,1 2,6 18 12,8 0,5 150 1,8 0,89 0,95 0,97 58 29 Sa = 2

Tabell 13. Max skjuvspänning

Ekvation D v W Mv [Nm] max τ [MPa] (6) 24 (7) 20 50 (6) 18 (7) 20 86

Övriga värden är lika för respektive axel som tabell 12. Det vridmoment och den spänningskoncentration axeln kommer att utsättas för ligger väl under maxvärden vad den får utsättas för.

19

Svivelaxel

Figur 14. Svivelaxel

D1 = 11,9 mm D2 = 6,9 mm d1 = 4 mm

Beräkningarna för tillåtet vridmoment vid en anvisning, d.v.s. området runt kilspåret på hålaxeln har gjorts i tre steg. Först beräknades den minsta diametern, D2 och d1 för att kunna se om det finns risk för en plasticeringszon under kilspåret där godstjockleken är som tunnast. Sedan beräknades D1 och d1, för att få ett maxvärde för hålaxeln utan anvisning (kilspår). Steg

tre, D1, d1 inklusive spänningskoncentrationsfaktorn Kt för kilspåret. Därefter (tabell 15) har

skjuvspänningen beräknats utifrån vridmomentet Mv.

Tabell 14. Max vridmoment

Ekva tion _t R W _v R [mm] t [mm] D [mm] d [mm] r [mm] uvp τ [MPa] t K κ λ δ M_vmax [Nm] Sa [Nm] (6) 3,3 (7) 4,725 1,45 6,9 4 - 150 - 0,89 0,95 0,97 7 3,5 (6) 1,5 (7) 5,975 3,95 11,9 4 - 150 - 0,89 0,95 0,97 40 20 (6) 1,5 (7) 5,975 3,95 11,9 4 0,2 150 2,78 0,89 0,95 0,97 15 7,5 (6) - (8) - - 6,9 - - 150 - 0,89 0,95 0,97 8 4 (6) - (8) - - 11,9 - - 150 - 0,89 0,95 0,97 41 20,5 Sa = 2

20

Tabell 15. Max skjuvspänning

Ekva tion R [mm] t [mm] _t R W _v D [mm] d [mm] r [mm] v M [Nm] t K κ λ δ τ_max [MPa] (5) 4,725 1,45 3,3 (7) 6,9 4 - 20 - 0,89 0,95 0,97 426 (5) 4,725 1,45 3,3 (7) 6,9 4 - 7 - 0,89 0,95 0,97 148 (5) 4,725 1,45 3,3 (7) 6,9 4 - 3,5 - 0,89 0,95 0,97 75 (5) 4,725 1,45 3,3 (7) 6,9 4 - 1 - 0,89 0,95 0,97 21 (5) 5,975 3,95 1,5 (7) 11,9 4 - 20 2,78 0,89 0,95 0,97 208 (5) 5,975 3,95 1,5 (7) 11,9 4 - 15 2,78 0,89 0,95 0,97 156 (5) 5,975 3,95 1,5 (7) 11,9 4 - 7 2,78 0,89 0,95 0,97 73 (5) 5,975 3,95 1,5 (7) 11,9 4 3,5 2,78 0,89 0,95 0,97 35 (5) 5,975 3,95 1,5 (7) 11,9 4 1 2,78 0,89 0,95 0,97 10

Mellandelen på svivelaxeln, den del som befinner sig i svivelhuset består av ett diametralt hål och ett längsgående hål, se figur (15). Först beräknades momentet för en massiv axel, för att få ett maxvärde för hur stort moment den klarar. Sedan som en hålaxel d.v.s. en axel med ett genomgående hål. Därefter som en massiv axel med ett diametralt hål.

Figur 15. Svivelaxel

21

Tabell 16. Max vridmoment

Ekva tion R [mm] t [mm] _t R W _v D [mm] d [mm] r [mm] uvp τ K _t κ λ δ M _v [Nm] Sa [Nm] (6) - - - (8) 14 - - 150 - 0,89 0,95 0,97 68 34 (6) 4,5 5 1,3 (7) 14 4 - 150 - 0,89 0,95 0,97 66 33 (6) - - - (9) 14 4 - 150 1,42 0,89 0,95 0,97 35 17,5 Sa = 2

Tabell 17. Max skjuvspänning

Ekva tion R [mm] t [mm] _t R W _v D [mm] d [mm] r [mm] v M [Nm] t K κ λ δ τ_max [MPa] (5) - - - (8) 14 - - 20 - 0,89 0,95 0,97 45 (5) 4,5 5 1,1 (7) 14 4 - 20 - 0,89 0,95 0,97 46 (5) - - - (9) 14 4 - 20 1,42 0,89 0,95 0,97 85 (5) 4,5 5 1,1 (7) 14 4 - 7 - 0,89 0,95 0,97 16 (5) - - - (9) 14 4 - 7 1,42 0,89 0,95 0,97 23 (5) 4,5 5 1,1 (7) 14 4 - 3,5 - 0,89 0,95 0,97 8 (5) - - - (9) 14 4 - 3,5 1,42 0,89 0,95 0,97 11,5

2.3.3

Haigh-diagram

Haigh-diagram är ett så kallat utmattningsdiagram. Materialdata, som är hämtade ur tabell för det material man har använt sig av lägges in. Då materialdata är framtagna i gynnsamma laborationsmiljöer, så måste utmattningsdata reduceras på grund av att konstruktionen inte används under liknande förhållande, därav de utmattningsfaktorer som använts under beräkningarna. Då spänningsamplituden varierar mellan två gränser σ_max och σ_min erhålls ett mittvärde σ_m och amplitud σ_a. Då det rör sig om pulserande last så kommer σ_min bli noll hos spänningen. Momentet är ju som störst när pumpen ger ett pumpslag, och 180o senare så är momentet i princip lika med noll och likaså spänningarna. Det innebär att mittvärdet hos spänningen är lika stor som amplituden (se figur 16 och ekvation 11 och 12). Sedan man har räknat ut spänningen i den punkt som man vill bestämma risken för utmattning så läggs värdena in i punkten P, med koordinaterna

(

)

22 σ a σ = amplitud m σ = medelvärde (a) (b) (c)

Figur 16. Diagram med cykliskt varierande laster.

(a) Växlande spänning +₋σ

(b) Pulserande spänning där − = 0 σ

(c) Godtycklig variation med mittvärde σ_m och amplitud σ_a

Som nämnts tidigare så saknas det data för skjuvspänning i materialtabellen för material SS 1914-4, därför har vissa samband antagits (tabell 8-9).

Följande samband har antagits för Ø 30mm axel, alla värden i [MPa] Rp0,2 = σs = 375 Rm = σB = 610 2 760 460 = + m p B s R R _0,2 = σ σ

ger ungefär samma förhållande som mellan B sv τ τ m p R R _0,2 = 0,61 610 375 = sv τ är 60% av Rp0,2 ⇒ sv τ =0,6 × Rp0,2 = 0,6× 375 = 225 368 61 , 0 225 2 , 0 2 , 0 _{= ⇒ = = =} m p sv Bv Bv sv m p R R R R τ τ τ τ

23 Tabell 18. Medelvärde

(

)

₍

₎

(

)

σ = maximal spänning i beräkningspunkten

min

σ = minsta spänningen i beräkningspunkten = 0 då det är ett pulserande moment

Värdena är hämtade ur tabell 15, formler ur tabell 11 och 18. Värdena är avrundade till heltal.

Tabell 19. Ekva tion Mv [Nm] Wv D [mm] d [mm] t K - f K - max σ [MPa] min σ [MPa] m σ [MPa] a σ [MPa] Px [MPa] Py [MPa] Sym bol (5) 7 (7) 6,9 4 1 1 148 0 74 74 74 74 +1 (5) 3,5 (7) 6,9 4 1 1 75 0 37 37 37 37
(5) 7 (7) 11,9 4 2,78 1,93 73 0 37 37 103 71 +2 (5) 3,5 (7) 11,9 4 2,78 1,93 35 0 18 18 50 35 •

I Haigh-diagram förekommer oftast, och i de läroböcker dessa data är hämtade, normalspänning σ (sigma), men i det här fallet så är det skjuvspänning τ (tau) som ska in i diagrammet. 150 150 = = = = uvp up uv u τ σ τ σ 368 225 = = = = Bv B sv s τ σ τ σ P=

( )

(

)

24

Figur 17. Reducerat Haigh-diagram Figur 18. Reducerat Haigh-diagram , utmattningsdata har reducerats med arbetspunkten P inlagd.

med faktorn κ×λ×δ

25

2.3.4

Säkerhet mot utmattning

Tre olika säkerhetsfaktorer kan bestämmas.

1. Om mittspänningen är konstant kan ett förhållande mellan den största tillåtna amplituden (vid 50 % brottrisk) och den aktuella amplituden K_f ×σ_a bestämmas. Det ger en säkerhetsfaktor för spänningsamplituden Sa.

2. Om amplituden är konstant kan ett förhållande mellan den största tillåtna mittspänningen (vid 50 % brottrisk) och den aktuella mittspänningen K_t×σ_m

bestämmas. Det ger en säkerhetsfaktor för mittspänningen Sm.

3. Om kvoten m t a f K K σ σ ×

är konstant kan ett förhållande mellan den största tillåtna amplituden (vid 50 % brottrisk) och den aktuella amplituden K_f ×σ_a bestämmas Sam. Amplituden antas vara konstant då pumpen arbetar mot ungefär samma mottryck hela tiden, men i verkligheten kan det, mer eller mindre, skilja något men försummas här. Detsamma gäller för mittspänningen, då amplituden går ner mot noll (se fig 16 pulserande spänning). Alla tre faktorerna tages med i beräkningarna.

Tabell 20. Säkerhetsfaktorer enligt fig 18, 19

AP AA S_a ' = då σ_m är konstant (16) A B S_m 0 0 ' = då σ_a är konstant (17) P C S_am 0 0 ' = då m a σ σ är konstant (18) Tabell 21. Punkt AA’ AP 0B’ 0A 0C’ 0P Mv [Nm] Sa Sm Sam P1 123 74 152 74 123 74 7 1,67 2,1 1,7
123 37 180 37 130 37 3 3,3 4,9 3,5 P2 123 71 160 101 170 101 7 1,8 1,6 1,7 •••• 123 35 185 50 175 50 3 3,5 3,7 3,5

26

2.3.5

Flytlastförhöjning.

Flytlastförhöjningen är ett mått på en strukturs förmåga att bära last utöver den last som ger begynnande plasticering. Det vill säga ett mått på hur många procent över maximalt vridmoment strukturen tål innan den börjar genomplasticera. Den definieras som skillnaden mellan kollapslasten och den last som ger begynnande plasticering dividerad med den last som ger begynnande plasticering.

Mvs : är det moment som ger plasticering på det mest utsatta stället av en struktur d.v.s. det moment som ger τ_max =τ_s.

Mvf : är det moment som ger genomplasticering av materialet så att strukturen mister sin bärförmåga d.v.s. strukturen kollapsar.

β : (beta) är själva beteckningen på flytlastförhöjningen i %.

Tabell 22.

[

]

∫

Ekvation κ λ δ τ_max[MPa] Kt R

[mm] r [mm] D [mm] d [mm] Mvs [Nm] Mvf [Nm] β [%] (19) 0,89 0,95 0,97 150 3,45 0,002 6,9 4 7,04 8,52 21 (19) 0,89 0,95 0,97 150 5,95 0,002 11,9 4 40,2 52,2 30 (19) 0,89 0,95 0,97 150 2,78 5,95 0,002 11,9 4 15 18,8 26

Resultatet innebär att axeln tål ett moment på cirka 21 % över det moment som ger begynnande plasticering vid det svagaste punkten. För hela axeln med kilspår så är det 26% över 15 Nm vilket skulle innebära cirka 19 Nm innan axeln börjar genomplasticera.

100 × − = vs vs vf M M M β (19)

27

2.3.6

Svivelaxel, temperaturspänningar

Mittdelen Ø 14 mm på svivelaxeln är inspänd mellan två kullager. På grund av den förhöjda arbetstemperaturen så kommer det att uppstå spänningar i axeln i axiell led, då axeln inte kan är röra sig i axiell led. Axeländarna utanför lagren antas inte att utsättas för samma spänningar på grund att dessa kan röra sig i axiell led, då det sitter en axelkoppling (som kan röra sig axiellt) i en av axeländarna. Temperaturspecifikationerna säger att konstruktionen kan utsättas för temperaturer upp till 100o C. Troligt är att drifttemperaturen kommer att ligga runt 50 till 80oC. Differanstemperaturerna är beräknade utifrån rumstemperatur 20o C. Se också figur 15.

F1

Figur 20. Svivelaxel med kullager Tabell 24.

σ = Normalspänning [MPa] E = Elacticitetmodul [GPa]

F1 = Axialkraft [N] α = Temperaturutvidgningskoefficient [oC]

A = Area = hålaxel = π

(

)

ε= Normaltöjning L0 = Aktuell längd [m]

δ = 0 längdändringen blir noll då axeln anses vara fast inklämd mellan lagren och kan ej röra sig axiellt.

Ekvation (20) stoppas in i (21) som stoppas in i (22) och F1 löses ut. Sedan man bestämt F1 så

får man spänningarna genom (20)

A F1 = σ (20) T E+ ∆ =σ α ε (21) 0 L × =ε δ (22) Kullager

28 Tabell 25. Tabell 26. T ∆ o C E [GPa] α [oC] A [m2] L0 [mm] F1 [KN] σ [MPa] 80 206 11×10-6 1,41×10-4 21,8 26 181 50 206 11×10-6 1,41×10-4 21,8 16 113 30 206 11×10-6 1,41×10-4 21,8 10 68

Ett Haigh-diagram göres över spänningarna. De materialdata som finns tillgänglig för SS1914-4 används, och sedan får vissa vedertagna samband6 användas.

u

up σ

σ ≅0,85 σ_u ≅0,80σ_ub τ_uvp ≅0,58σ_ub där τ_uvp =150 MPa vilket ger dessa värden

180 ± ≈ up σ σ_s= 375 200 ± ≈ u σ σ_B= 610

Reducerat med reduceringsfaktorer: u

σ =±164 σ_up =±148

Formler är hämtade ur tabell 18.

Tabell 27.

6

Tore Dahlberg: Formelsamling i hållfasthetslära, studentlitteratur.

0 0 1 L TL EA F =− ∆ α (23) A F₁ = σ (24)

Punkt ∆T Kt Kf σ_max σ_min Px Py P1 80 1,42 1,32 181 0 129 119 P2 50 1,42 1,32 68 0 48 45 P3 30 1,42 1,32 113 0 80 74

29

2.3.7

Haigh-diagram, temperaturspänningar.

Figur 21.

Säkerhetsfaktorerna beräknas lika som tidigare. Formler och ekvationer är hämtade ut tabell 20. Tabell 28. Punkt ∆T AA’ AP 0B’ 0A 0C’ 0P Sa Sm Sam P1 80 155 119 280 129 170 128 1,3 2,2 1,3 P2 50 160 45 330 80 140 80 3,6 4,1 1,8 P3 30 162 45 480 80 180 45 3,6 6 4

Punkten P1 ligger något högt men väl under utmattningsgränsen. Spänningarna kommer troligen inte att bli några problem för axelns hållfasthet.

30

Tabell 29.

Värden är hämtade ur tabell 26.

C T =80o ∆ m 5 10 92 , 1 × − = δ

Om axeln kan fritt röra sig axiellt så kommer den att utvidgas knappt två hundradelar. Då det finns olika toleranser att få på lager så kan lämplig tolerans väljas, så att man eliminerar de höga temperaturspänningar som är redovisade i tabell 26.

(25)

T L ∆

= α

31

3 Diskussion och slutsats

3.1

Diskussion

Det var speciellt tre problem att finna en lösning på, först den relativt höga drifttemperaturen 100oC, det radiella spelet ca, 2mm, och skruv och inmatare som har motsatta rotationsriktningar. Packningar t.ex. måste klara den relativt höga drifttemperaturen. Det radiella spelet innebär en radiell förskjutning av lagertappen, (som blir själva motorn för fettpumpen) i förhållande till drivaxeln på fettpumpen. En lösning på det var att köpa en så kallad axelkoppling, den uppfyllde också de axiella kraven, var dessutom den billigaste kopplingen som kunde hittas på marknaden vid det tillfället.

Efter att räknat på pumpens minflöde och det fettbehov per dygn som behövs så blev slutsatsen att en växel måste inhandlas. Det var lättare sagt än gjort. En vanlig växel med excentriska in och utgående axlar finns. Problemet med dessa är att de inte är tillräckligt kompakta, - en maxlängd på 100 mm var kravet - och att man får konstruktionen att rotera excentriskt, som skapar ett moment i rotationsrörelsen, vilket går att lösa men lite onödigt komplicerat. Planetväxeln är lösningen som har koncentriska in och utgående axlar. Men då det ska vara motsatta rotationsriktningar – då pumpen har endast en rotationsriktning - på in och utgående axlar så var det ett problem att hitta en leverantör. En leverantör lyckades dock att uppfylla och kombinera de krav som ställdes, nämligen motsatta rotationsriktningar, kompakta mått och det driftmoment som den ska klara.

När väl alla detaljer och ritningar var på plats så kunde själva konstruktionsarbetet börja. En svivel fick konstrueras först, då det inte fanns någon lämplig på marknaden. Att hålla kostnaderna på så låg nivå som möjligt är väl något man stävar efter i de flesta projekt. Det går alltid att hitta de detaljer man söker, men till vilket pris? Sviveln var ett sådant fall då det kan löna sig att tillverka själv. Sedan var det att konstruera övriga detaljer såsom, axlar, ett nytt lagerlock och ett så kallat stativ att placera och fästa detaljerna på, se figur 5 respektive bilaga 5.1, där en förenklad ritning visar hur konstruktionen är placerad inuti transportskruven. Att beräkna tillverkningskostnader, tillverka och montera ihop delarna fanns ingen tid för utan överlåtes till Assalub.

32

3.2

Slutsats

Som nämnts tidigare så gick nästan halva tiden åt till att leta efter delar, beställa och få hem detaljer och ritningar. Man ska ringa leverantörer, skicka mail, få svar, och så kan man bolla fram och tillbaks några gånger innan man hittar rätt produkt för ändamålet, och sedan jämföra leverantörernas produkter med varandra om vilken som är mest prisvärd etc. Sedan användes andra halva av tiden att konstruera och färdigställa ritningar. Någon tid för tillverkning, montering och utvärdering av detaljerna fanns det tyvärr inte. Nu är det här en prototyp, och tillverkad efter kundens specifikationer. Efter att gjort driftprov så kan kanske vissa data korrigeras och konstruktionen förfinas. För närvarande kommer fettet att räcka i ca, tre dygn innan man behöver fylla på mer. Det blev en liten besvikelse då målsättningen var ca, 7 dygn. Hållfastheten på de detaljer som beräkningarna har gjorts på, och övriga detaljer ska det inte vara några problem med.

En lösning för att kunna montera en betydligt större fettbehållare är att skära upp ett hål i flänsen på skruven (se figur 5). Det är den flänsen som har begränsat fettbehållarens storlek. Skruven är delad vid flänsen och det verkar som på ritningen att det sitter en styrpinne i mitten av flänsen, men skruven måste det gå att centrera med t.ex. styrpinnar i själva ytterringen av flänsen. Då finns tillgång till större utrymme, och därmed större volym på fettbehållaren.

Avslutningsvis är det bara att hoppas att efter tester och utvärderingar av konstruktionen, att Assalub och framför all kunden kommer att bli nöjda.

33

4 Referenser

[1] Gunnar Dahlvig: Konstruktionselement och maskinbyggnad. ISBN 91-40-1666-2. [2] Toleranser SMS handbok 101. ISBN 91-7162-087-7.

[3] Fästelement SMS handbok. 517: 1987.

[4] Bertil Bodelind, Allan Persson: Hållfasthets och materialtabeller ,

ISBN 91-4403825-9. [5] SKF kullagerkatalog

[6] Trelleborg Sealing Solution. www.tss.trelleborg.com

[7] Compotech provider AB: Planetväxlar. www.compotech.se

[8] Mekanex: Axelkopplingar. www.mekanex.se

[9] Alumeco, produktkatalog för Aluminium rör och axlar: www.alumeco.se

[10] EIE Maskin AB, Transmissionshandbok: www.eie.se

[11] Sverull: Sverull produktkatalog, www.sverull.se

[12] Sticker-Drivteknik AB Älvsjö: Seeger-Orbis GmbH segersäkringar produktkatalog. [13] Temeto AB: Produktkatalog för slangkopplingar.

[14] Tore Dahlberg: Teknisk Hållfasthetslära, Formelsamling i hållfasthetslära

studentlitteratur. ISBN 91-44-01920-3

34

5 Bilagor

5.1

Färdig konstruktion

11. Behållareunderdel 12. Behållarecylinder 13. Följekolv

35

49

50

51

52

53 .