Konstruktion av tiltbänk för Clear River Racing
En mekanisk anordning driven av elvinsch
Construction of tilt table for Clear River Racing A mechanical device run by electrical winch
Andreas Lundin
Fakulteten för hälsa, natur- och teknikvetenskap Examensarbete för kandidatexamen i maskinteknik 15 hp
Handledare: Abdulbaset Mussa Examinator: Jens Bergström 2019-06-17
1
i
ii
Sammanfattning
Clear River Racing på Karlstads universitet har varit i behov av en demonterbar tiltbänk i syfte att kunna utföra ”tilttestet” på deras racerbil. Tilttestet är ett av flera event som racerbilarna testas på i de årliga tävlingarna som anordnas av Formula Student. I denna rapport har målet varit att framställa en CAD-modell av en demonterbar tiltbänk som drivs av en elvinsch.
Framtagningsprocessen började med tre potentiella koncept som utvärderades med hjälp av en besluts- och elimineringsmatris. Det resulterade i att det bäst lämpade konceptet fortsatte för vidareutveckling. Materialval utfördes på axlarna i anordningen genom användning av CES EduPack och glidlager valdes ut efter undersökning. Låglegerat stål valdes som material till axlarna. Resterande delar av anordningen konstruerades med ett konstruktionsstål, som har benämningen S355J2H. Beräkningar gjordes dels för hand och genom FEM-analys i programmet Creo Simulate 5.0.
Resultatet blev en tiltbänk som är kapabel till att motstå de potentiella belastningar som förekommer under testet med 5 som säkerhetsfaktor. Modellen är uppdelad i 17 olika
demonterbara delar exklusive elvinschen och sammanlagt blev vikten på anordningen 490 kg.
Den tyngsta demonterbara delen vägde 53 kg. CAD-modellen gjordes i programmet Creo Parametric 5.0.
iii
iv
Abstract
Clear River Racing at Karlstad University has been in need of a demountable tilt table in purpose of performing the ”tilt test” on their racing car. The tilt test is one of many events the cars are tested on at the annual events organised by Formula Student. In this report, the goal has been to produce a CAD model of a demountable tilt table driven by an electric winch. The production process started with three potential concepts, which were then evaluated with the assistance of a decision and elimination matrix. This resulted in further development of the best suitable concept. Material selection was performed for the device’s shafts using CES EduPack and plain bearings were chosen after research. Low alloy steel was chosen as material for the shafts. The remaining parts of the tilt table were constructed with a construction steel, labeled S355J2H.
Calculations were made by hand a by FEM-analysis with the computer program Creo Simulate 5.0.
The result was a tilt table capable of withstanding the potential loadings which will occur during the test, with 5 as a factor of safety. The model is made up of 17 different demountable parts, excluding the electric winch. The totalt weight of the device was 490 kg and the heaviest single demountable part weighed 53 kg. The CAD model was made with the computer program Creo Parametric 5.0.
v
vi
Innehåll
Sammanfattning ... ii
Abstract ... iv
1 Inledning ...1
1.1 Bakgrund ...1
1.2 Vad är en tiltbänk?...1
1.3 Syfte och mål ...2
1.4 Avgränsningar ...2
2 Metod ...3
2.1 Formulera problem ...3
2.2 Bestäm kriterier...4
2.3 Sök lösningar ...4
2.3.1 Koncept 1 ...5
2.3.2 Koncept 2 ...5
2.3.3 Koncept 3 ...6
2.4 Utvärdera och välj ...6
2.5 Utför ...7
3 Genomförande/Teori ...8
3.1 Tiltande parti ...9
3.1.1 Tiltbalk ... 10
3.1.2 Skena ... 12
3.1.3 Stödbalk ... 13
3.2 Axel och lager ... 14
3.2.1 Beräkningar ... 15
3.3 Stödjande parti och val av vinsch ... 17
3.4 FEM-analys och design ... 19
4 Resultat ... 20
4.1 Beräkningar och FEM-analys ... 21
4.1.1 Tiltbalk ... 22
4.1.2 Skena ... 22
4.1.3 Stödbalk ... 23
4.1.4 Axel ... 24
4.1.5 U-ram och stödjande parti ... 25
4.2 Materialval för axel ... 26
4.3 Glidlager ... 27
4.4 Val av vinsch och vinkelavläsare ... 28
vii
5 Diskussion ... 29
5.1 Framtida arbeten ... 30
6 Slutsats ... 31
Referenslista ... 32
Tillkännagivande ... 34
Bilaga 1 ... 35
Bilaga 2 ... 36
Bilaga 3 ... 37
Bilaga 4 ... 38
Bilaga 5 ... 40
1
1 Inledning
1.1 Bakgrund
Formula Student är ett 10-månaders tekniskt projekt för studenter, som har som mål att konstruera och tillverka en racerbil, för att sedan tävla med den mot andra universitet från världen över. Tävlingarna är uppdelade i statiska och dynamiska event, ett av dem är ett så kallat ”tilttest”. Tilttestet är en del av besiktningen som görs på bilen och detta sker på plats vid tävlingen.
Clear River Racing är namnet på laget från Karlstads universitet som tävlar årligen i Formula Student.
Tilttestet går ut på att fordonet placeras på en tiltbänk som tillsammans med fordonet ställs i en lutning på 60 grader från marken. I lutningen ska fordonets samtliga hjul vara i kontakt med ytan och inga vätskor ska läckas ur. För att kunna genomgå testet själva vill Clear River Racing på Karlstads universitet kunna simulera detta test genom att ha en egen tiltbänk.
1.2 Vad är en tiltbänk?
En tiltbänk i Formula Student-sammanhang är en mekanisk anordning som kan ställa racerbilen i en lutning på minst 60 grader från ett ursprungligt läge som är parallellt mot marken. Dessa drivs vanligtvis av en hydraulcylinder eller i vissa fall en elvinsch.
Figur 1. Exempel på typiskt utseende av tiltbänk som drivs av hydraulcylinder [6].
2
1.3 Syfte och mål
Syftet med projektet är att göra det möjligt för Clear River Racing på Karlstads universitet att tillverka en demonterbar tiltbänk för att möjliggöra utförandet av tilttestet på deras fordon i verkstaden.
Målet med projektet är att framställa en CAD-modell av en demonterbar tiltbänk som ska kunna bära och ställa Clear River Racings fordon i en lutning upp till 65 grader.
1.4 Avgränsningar
I detta arbete har endast statiska beräkningar gjorts under antagandet att de förekommande hastigheterna under tilttestet kommer vara tillräckligt låga för att fortfarande få giltiga resultat.
På grund av tidsbrist har inga beräkningar gjorts på förekommande skruvförband i anordningen.
3
2 Metod
Detta projekt har genomgått en produktutvecklingsprocess som grundar sig på att problemet är divergent, alltså att det har flera lösningar. Därför söks ett flertal lösningar efter att de angivna kriterier som produkten ska uppfylla har framställts. Sedan väljs det bäst lämpade alternativet ut efter en utvärdering. Enligt denna modell sker inga iterationer efter att ett koncept har valts, alltså förutsätts det att de angivna kriterierna uppfylls med det valda konceptet.
Nedan illustreras de steg som ska följas enligt modellen [1].
1. Formulera problem 2. Bestäm kriterier
3. Sök lösningar 4. Utvärdera och välj 5. Utför
2.1 Formulera problem
Efter att ha talat med projektledaren hos Clear River Racing formulerades de krav samt önskemål som konstruktionen skulle uppfylla, se Tabell 1. Då tiltbänken inte kommer att användas frekvent betyder det alltså att den under majoriteten av tiden står undanröjd.
Förvaringsutrymmet kommer att vara begränsat och därför vill Clear River Racing ha hjälp med att konstruera en tiltbänk som går att demontera, för att göra det möjligt för dem att förvara den på universitet. I och med att tiltbänken ska gå att demontera, är det också viktigt att delarna inte blir för tunga då det ska gå att förflytta dem.
Eftersom Clear River Racing har en begränsad budget ombads det att anordningen ska
konstrueras i en lämplig typ av konstruktionsstål för att hålla tillverkningskostnaderna nere. För att undkomma underhållet som skulle krävas om hydraulcylinder används som drivande kraft hos tiltbänken, bestämdes det att den ska drivas av en elvinsch istället.
4
2.2 Bestäm kriterier
Kriterierna som ställdes av Clear River Racing är sammanställda i Tabellform enligt Olssons matris [1].
Tabell 1. Kriterier för tiltbänken Kriterie
nr Förklaring Krav=K
Önskemål=Ö
1 Maximal vinkel på 65 grader K
2 Ska drivas av elvinsch K
3 Ska vara stadig i en lutning på 60 grader K 4 Fungera för en racerbil med hjulbas mellan
1525–1625 mm K
5 Möjlighet till att läsa av aktuell vinkel Ö
6 Säkerhetsfaktor 5 K
7 Ska vara demonterbar K
8 Vikt på enskild del ska inte övergå 50–60 kg Ö 9 Elvinschen ska opereras av fjärrkontroll Ö
10 Klara av vikt på 250 kg K
11 Fungera för racerbil med bredd mellan
1260–1560 mm K
12 Fästpunkt på tiltbänken som säkerhetslina kan
kopplas till för att motverka vältning av fordonet K
13 Prismedvetna val Ö
2.3 Sök lösningar
Efter att de funktionella kriterierna hade blivit fastställda användes de som utgångspunkt för att generera tre olika koncept som syns i Figur 2–4. Samtliga koncept var framtagna genom
”brainstorming” och är intuitivt skissade för att få en visuell uppfattning om de olika sätten som kan vara potentiella lösningar.
Den dragna- eller streckade linjen i Figurerna illustrerar vajern som går från elvinschen och till den del av anordningen som är kopplad till en roterande axel.
5 2.3.1 Koncept 1
Figur 2. Illustration av koncept 1
2.3.2 Koncept 2
Figur 3. Illustration av koncept 2
6 2.3.3 Koncept 3
Figur 4. Illustration av koncept 3
2.4 Utvärdera och välj
Utvärdering gjordes i två steg, där det första steget var att använda sig av en elimineringsmatris (Paul och Beitz) för att potentiellt eliminera de koncept som inte uppfyller kraven som klarläggs i matrisen, se Tabell 2 [2].
Tabell 2. Elimineringsmatris
Koncept Löser huvudproblemet Realiserbar Inom kostnadsramen Säker och ergonomisk Passar företaget Tillräcklig info
Elimineringskriterier:
(+) Ja (-) Nej
(?) Mer info krävs (!) Kontroll produktspec.
Beslut:
(+) Ja (-) Nej
(?) Mer info krävs (!) Kontroll produktspec.
Beslut
1 + + + + + + +
2 + + + ? - - -
3 + + + + + + +
Efter uppställning av koncepten i elimineringsmatrisen beslutades det att koncept 2 inte var lämplig under två kriterier. Det första var att mer information behövdes för att veta om
strukturen av anordningen skulle vara säker och ergonomisk. Det andra kriteriet som konceptet
7
inte uppfyllde var att den inte passar Clear River Racing i överlag då ställningen och de demonterbara delarna skulle bli för stora.
I steg två användes en beslutsmatris (Pugh) för att göra en sista evaluering av de koncept som uppfyllt kraven i elimineringsmatrisen. Det är i beslutsmatrisen som valet av konceptet görs genom att använda sig av en existerande lösning eller ett av koncepten som referens och sedan jämföra resterande lösningar mot referensen i de fastställda kriterierna från Tabell 1. Processen går ut på att man i varje enskilt kriterium tar ställning till huruvida lösningen är bättre än (+), lika bra som (0) eller sämre (-) än referensen. Efter uppställningen summeras lösningarnas nettovärde och de samtliga alternativen rangordnas. Den lösning med högst nettovärde är den som väljs för fortsatt vidareutveckling [2].
Med koncept 1 och 3 kvar ställdes de upp i beslutsmatrisen för att avgöra vilket alternativ som skulle vidareutvecklas, se Tabell 3. Koncept 1 valdes att användas som referens.
Tabell 3. Beslutsmatrisen
Kriterie nr Lösning/Koncept
1 (referens) 3
1 0
2 0
3 0
4 0
5 0
7 +
8 +
10 0
11 0
12 0
Summa + 2
Summa 0 8
Summa - 0
Nettovärde 0 2
Rangordning 2 1
Vidareutveckling Nej Ja
Med hjälp av beslutsmatrisen kunde det fastställas att koncept 3 var den bästa lösningen.
Lösningarna ansågs vara lika bra i åtta av de tio punkterna som de jämfördes med. Koncept 3 fick ett högre nettovärde under kriterierna att det kunde konstrueras bättre för demonterbarhet och att de delarna skulle bli lättare.
2.5 Utför
Konstruktionen designades i CAD-programmet Creo Parametric 5.0. Mekanik- samt vissa hållfasthetsberäkningar för diverse delar och sammansättningar gjordes för hand. En FEM- analys gjordes i Creo Simulate 5.0. Konstruktionens delar dimensionerades efter profiler som är vanligt förekommande hos leverantörer för att undvika specialbeställningar som skulle öka tillverkningskostnaderna.
8
3 Genomförande/Teori
Konstruktionsprocessen delades in i fyra huvuddelar:
1. Tiltande parti 2. Axel och lager
3. Stödjande parti och val av vinsch 4. FEM-analys och design
Innan konstruerandet av tiltbänken behövdes specifikationer av ett fordon som kommer att användas som modell för beräkningar. Dimensionerna av hjulbas och masscentrum är tagna från årets bil hos Clear River Racing (Tabell 4). Både förflyttningen i z och y-led förenklades till noll då de var tillräckligt små för att inte göra en märkbar skillnad. Masscentrum var mätt från mittpunkten av bilens framaxel. Bredden beskriver avståndet mellan ytterkanterna av däcken och valdes till det som blir högsta tillåtna för konstruktionen, se Figur 5. Däcken som används i modellen är från föregående års racerbil [7].
Tabell 4. Specifikationer för modell
Hjulbas 1560 mm
Bredd 1560 mm
Massa 250 kg
Masscentrum:
x 780 mm
y 371 mm
z 0 mm
Figur 5. Dimensioner och masscentrum för modell
9
De egenskaper som söktes i valet av stål var att det var hållfast och styvt med en kolekvivalent som lämpar sig för svets, då det skulle förekomma. Ingen hänsyn behövdes tas till speciella miljöförhållanden då tiltbänken kommer både förvaras och användas inomhus.
Den stålsort som användes i större delen av konstruktionen är ett konstruktionsstål med
beteckning S355J2H, se Tabell 5–6 [9]. Användning av annat material nämns vid förekommande.
Tabell 5. Materialegenskaper för S355J2H E-modul 210 GPa
Densitet 7850𝑘𝑔 𝑚3 Sträckgräns (min.) 355 MPa
Brottgräns (min.) 490 MPa
Tabell 6. Kemisk sammansättning för S355J2H
C (%) Si (%) Mn (%) P (%) S (%) Al (%) CEV
0,22 0,55 1,60 0,035 0,035 0,02 0,45
I beräkningar som gjordes för belastningsspänning i materialet var målet främst att den skulle vara under materialets sträckgräns (Tabell 5). Hålen som förekommer i anordningen för skruvförband är dimensionerade för ”frigående hål” eller ”borrdiameter innan gängning” enligt svensk skruvstandard [2].
3.1 Tiltande parti
Figur 6. Förklarande av delar tillhörande ”tiltande parti”
Det ”tiltande partiet” omfattar alla delar som roterar kring anordningens två axlar när vinschen drar. Rotationen sker kring z-axeln i Figur 6. För att göra beräkningarna då krafterna är som mest påtagande togs en resulterande momentekvation i punkt ”O” fram. Punkten ”O”
representerar mittpunkten på axeln och längderna 𝐿𝑢𝑟𝑎𝑚, 𝐿𝑏𝑖𝑙 och 𝐿𝑡𝑖𝑙𝑡 är längden från O till U-ram
Skena
Tiltbalk
z
x y Axlar
10
respektive masscentrum, se Figur 7. Det som refereras till ”tilt” är samtliga delar av det tiltande partiet som inte tillhör ”U-ramen” (Figur 6).
Figur 7. Friläggning av det tiltande partiet vid en lutning θ
Det resulterande momentet 𝑀𝑂(𝜃) i punkten O blir som följande:
∑ 𝑀𝑂 = 𝑀𝑂(𝜃) = 𝑛 ∗ [𝐹𝑏𝑖𝑙∗ [𝐿𝑏𝑖𝑙− ℎ𝑏𝑖𝑙∗ tan(𝜃)] ∗ cos(𝜃) + 𝐹𝑡𝑖𝑙𝑡∗ 𝐿𝑡𝑖𝑙𝑡∗ cos(𝜃)
−𝐹𝑢𝑟𝑎𝑚∗ 𝐿𝑢𝑟𝑎𝑚 ∗ sin(𝜃)]
Där
𝐹𝑏𝑖𝑙 = 𝑚𝑏𝑖𝑙∗ 𝑔
𝐹𝑡𝑖𝑙𝑡 = 𝑚𝑡𝑖𝑙𝑡∗ 𝑔 𝐹𝑢𝑟𝑎𝑚 = 𝑚𝑢𝑟𝑎𝑚∗ 𝑔
med villkoret 0∘ < 𝜃 ≤ 65∘. Säkerhetsfaktorn som var 5 för anordningen, denoterades 𝑛 i samtliga beräkningar.
Momentet 𝑀𝑂(𝜃) blir som störst då 𝜃 → 0∘, vilket är precis när det tiltande partiet har lyft från marken. I beräkningarna förenklades detta till 𝜃 = 0∘.
3.1.1 Tiltbalk
För att skapa utrymme för skruvförband på sidorna bestämdes det att tiltbalkarna skulle ha en rektangulär profil med kortsidan vänd mot marken. Handberäkningar som gjordes var för att testa böjspänningen för en fast inspänd balk på ena änden (3.5) [3].
𝜎 𝑛=𝑀
𝐼 𝑧 θ
θ
O 𝐹𝑢𝑟𝑎𝑚
𝐹𝑏𝑖𝑙
𝐹𝑡𝑖𝑙𝑡
𝐿𝑏𝑖𝑙
𝐿𝑡𝑖𝑙𝑡 𝐿𝑢𝑟𝑎𝑚
𝐹𝑁
y
x ℎ𝑏𝑖𝑙
θ
(3.1)
(3.2) (3.3) (3.4)
(3.5)
11 Figur 8. Krafter som verkar på fast inspänd tiltbalk
Figur 9. Profil på tiltbalk
I detta fall blir:
𝑀 =𝑀𝑂(0)
2 = 𝑛 ∗ [𝐹𝑏𝑖𝑙∗ 𝐿𝑏𝑖𝑙+ 𝐹𝑡𝑖𝑙𝑡∗ 𝐿𝑡𝑖𝑙𝑡
2 ] = 𝐹𝑏𝑖𝑙2∗ 𝐿𝑏𝑖𝑙+ 𝐹𝑡𝑖𝑙𝑡2∗ 𝐿𝑡𝑖𝑙𝑡 𝐼 = 𝐼𝑧 =𝐵𝐻3
12 −𝑏ℎ3 12 𝑧 =𝐻
2
För att bilen alltid ska kunna vila på tiltbalkarna under testet kunde måttet B inte komprimeras.
Detsamma gällde för höjden H då utrymmet för skruvförbanden var ett måste. Detta betyder att variabeln för tiltbalkens tvärsnittsarea var tjockleken.
𝐹𝑏𝑖𝑙2 𝐹𝑡𝑖𝑙𝑡2
𝐿𝑏𝑖𝑙
𝐿𝑡𝑖𝑙𝑡 𝐿
𝑦 x
y
b B
H h
z
y
(3.6) (3.7) (3.8)
12 3.1.2 Skena
Skenorna fungerar som ett hjälpmedel för att bilen ska kunna köra upp på ställningen och placera sig på tiltbalkarna. De utgör alltså ingen funktion under testet och på grund av den anledningen användes ingen säkerhetsfaktor vid beräkning för skenorna. Istället gjordes beräkningarna under ett extremt scenario där hela fordonet agerar som en punklast i mitten på skenorna för att garantera att de klarar av verklighetsscenariot, där lasten är fördelad. För att tiltbänken ska fungera för fordon med varierande bredd kommer den yttre skenan vara bredare.
Beräkningarna gjordes på den inre skenan som kommer vara smalare. Eftersom ingen
säkerhetsfaktor användes i beräkningarna bör den maximala spänningen undergå den högsta tillåtna spänningen 𝜎𝑡𝑖𝑙𝑙 = 233𝑀𝑃𝑎 enligt Björk [2]. Den tillåtna spänningen tar hänsyn till diverse säkerhetsfaktorer och är därför lägre än sträckgränsen för materialet.
Skenorna kommer vara fast inspända i tiltbalkarna på båda sidor, se Figur 10.
Figur 10. Krafter som verkar på skena vid fall av punktlast i mitten
Spänningen i materialet tas fram genom ekvationerna (3.9–13).
𝜎 =𝑀 𝐼 𝑦 𝑀 =𝐹𝐿
8
𝐹 =𝑚𝑏𝑖𝑙 2 ∗ 𝑔 𝐼 = 𝐼𝑧 =𝑏ℎ3
12 𝑦 =ℎ
2 L
F
F
𝑅𝐴 𝑅𝐵
A B z L
y
(3.9) (3.10) (3.11)
(3.12)
(3.13)
13 3.1.3 Stödbalk
För att uppfylla kriterium nummer 3 i Tabell 1 som lyder: ”Ska vara stadig i en lutning på 60 grader”, kommer en balk som är ledad i ena änden vara fäst vid slutet av tiltbalkarna, se Figur 11. Vid en lutning på 60 grader ska ställningen med hjälp av denna ”stödbalk” kunna stå självständigt utan hjälp av vinschen. Balken kommer då stå helt vertikalt och utsättas för tryckkrafter och därav gjordes beräkningar för knäckning. Detta gjordes enligt Eulers tredje fall som gäller för en stång som är ledad i ena änden och fastspänd i andra, se Figur 12. I
momentekvationen (3.1) kommer denna anses vara fritt hängande under testet.
Figur 11. Illustrering av det tiltande partiet som stöds av vertikal balk vid 60°
Figur 12. Illustrering av Eulers tredje fall [3]
För Eulers tredje fall gäller:
𝐹𝑐𝑟𝑖𝑡
𝑛 = 1.432∗ 𝜋2∗ 𝐸𝐼
𝐿𝑐𝑟2
𝐿𝑐𝑟 = 0.8𝐿
𝐼 =𝐵𝐻3 12 −𝑏ℎ3
12 L
𝐿𝑠𝑡ö𝑑
L 𝐹𝑠𝑡ö𝑑
(3.14)
(3.15)
(3.16)
14
𝐹𝑐𝑟𝑖𝑡 är den kritiska trycklasten och 𝐿𝑐𝑟 är knäcklängden, som är specifik för diverse fall av Euler.
Det som gäller för att undvika knäckning var att trycklasten som stödbalken kommer utsättas för är mindre än den kritiska trycklasten (3.17) [2][3].
𝐹𝑠𝑡ö𝑑 < 𝐹𝑐𝑟𝑖𝑡
Trycklasten togs fram genom användning av den resulterande momentekvationen (3.1) vid 60 grader. Stödbalken kommer utgöra samma moment i motsatt riktning då tiltbänken är i vila.
𝑀𝑂(60°) = 𝐿𝑠𝑡ö𝑑𝐹𝑠𝑡ö𝑑 ⇒ 𝐹𝑠𝑡ö𝑑 =𝑀𝑂(60°) 𝐿𝑠𝑡ö𝑑
3.2 Axel och lager
Axeln, som går genom tre olika komponenter som i sin tur är demonterbara, behövde också ha möjligheten att demonteras. I konstruerandet av axeln och lagren var målet att göra det enkelt och underhållsfritt för att göra det passande med Clear River Racings vision av tiltbänken. Som påföljd smalnades sökandet av potentiella lager till typer av glidlager som kan fungera osmort, också kallat bussningar. Bussningar är helomslutande cylindriska rör som vanligtvis fästs på den lastupptagande ytan genom limning, krympning eller pågjutning. Dessa typer av förband är permanenta, vilket betyder att bussningarna inte kommer vara demonterbara. Lösningen som söktes behövde därför tillåta glidlagren vara kvar i sina lastupptagande positioner samtidigt som de tillhörande komponenterna, som bussningarna sitter på, fortfarande kan vara demonterbara [4].
Enligt tribologisk teori ska de motarbetade ytorna inte göras i samma material för risk av adhesiv nötning. De två motarbetade ytorna behöver, i relativa termer, bestå av ett hårt och ett mjukt material [4]. Vanliga material som används ensamma eller tillsammans i legeringar för bussningar är olika typer av:
• Bronser
• Plaster
• Keramer
Vid val av material på glidlager behöver hänsyn tas till att ens valda lager klarar av den pålagda belastningen och dessutom att den klarar av det under den tänkta glidhastigheten. För glidlager finns det ett givet pv-värde som är produkten av det pålagda lagertrycket och glidhastigheten.
Detta värde minskar exponentiellt med ökad hastighet [4]. Tiltbänken kommer därför inte kunna köras för fort, då beräkningar gjordes för en bestämd hastighet som glidlagret skulle klara av.
För att hitta det bäst lämpade glidlagret för tiltbänken undersöktes utbudet hos återförsäljare och kontakt togs med en teknisk säljare hos D&E Bearings AB.
Axeln skulle behöva klara av att bära lasten för det tiltande partiet och kunna motstå intryck på ytan för bästa möjliga glidning mot glidlagret. Det som söktes i valet av material var då en sträckgräns som var tillräckligt hög för den pålagda lasten samt en hårdhet över 500 HV som rekommenderas för en axel enligt D&E Bearings [8]. Materialval gjordes med hjälp av
programmet CES-Edupack [5].
(3.17)
(3.18)
15 3.2.1 Beräkningar
När tiltbänken inte utför testet kommer det tiltande partiet vara grundat i marken och inga krafter uppstår på axeln. Under testet kommer det tiltande partiets enda koppling till marken vara via axeln, som i sin tur går genom stödjande balkar som är grundade till marken.
Friläggande av axeln under test kommer därför se ut som i Figur 14. De skuggade områdena i Figuren föreställer glidlagren som är kontaktpunkterna krafterna verkar på.
Figur 14. Tvärsnitt av axeln och friläggning under belastning
∑ 𝐹 = 2 ∗ 𝐹3 =(𝑚𝑏𝑖𝑙+ 𝑚𝑡𝑖𝑙𝑡+ 𝑚𝑢𝑟𝑎𝑚) ∗ 𝑔 ∗ 𝑛
2 +𝐹𝑦,𝑣𝑖𝑛𝑠𝑐ℎ
2
𝐹1+ 𝐹2+ 𝑁1+ 𝑁2= ∑ 𝐹
Summan av krafterna (3.19) kommer bestå av tyngdkraften från alla delar som vilar på axlarna under testet, samt eventuell yttre kraft 𝐹𝑦,𝑣𝑖𝑛𝑠𝑐ℎsom skapas när vinschen drar i anordningen.
Spänningen i punkten Q på axeln beräknades genom att göra antagandet att axeln är fast inspänd där 𝐹2 och 𝑁2 verkar samt att 𝐹1= 𝑁1.
Figur 15. Illustration av moment som verkar i punkten Q av de pålagda lasterna
𝑁1 𝑁2
𝐹1 𝐹2 𝐹3 𝐹3
∅𝑑𝑎𝑥𝑒𝑙 y
z Q
𝑥1 𝑥2 𝑥3
𝐹1
𝑁1
𝐹3 𝐹3
𝑀𝑄1 𝑀𝑄2
(3.19)
(3.20)
16
Momentet i punkten Q beräknades genom ekvation (3.21).
𝑀𝑄 = 𝑀𝑄1+ 𝑀𝑄2 = (𝐹1− 𝑁1) ∗ 𝑥1+ 𝐹3∗ 𝑥2+ 𝐹3∗ 𝑥3= 𝐹3(𝑥2+ 𝑥3)
Spänningen togs sedan fram med ekvation (3.22)
𝜎 =𝑀𝑄 𝐼 𝑟 𝐼 = 𝜋 ∗𝑟4 4 𝑟 = ∅𝑑𝑎𝑥𝑒𝑙
2
Lagertrycket för glidlagret erhålls genom ekvation (3.25) där P är den pålagda lasten, d är den inre diametern och L är längden på lagret [4]. Beräkning för lagertryck gjordes på ett av lagren och den pålagda lasten antogs jämnt fördelad över de åtta förekommande glidlagren i
anordningen.
𝑝 = 𝑃 𝑑𝐿
𝑃 =∑ 𝐹 4
Eftersom det tillåtna lagertrycket varierar beroende på hastigheten behövde ett antagande göras för hastigheten som axeln kommer rotera i. Från 0° till 60° gjordes antagandet att det tar 8 sekunder. Hastigheten 𝑣togs fram genom ekvation (3.27).
𝑣 =𝑠𝑡𝑟ä𝑐𝑘𝑎 𝑡𝑖𝑑 =
∅𝑑𝑎𝑥𝑒𝑙∗ 𝜋 (60°
360°) 8
(3.25)
(3.26)
(3.27) (3.21)
(3.22)
Skrivenekvationhär.
(3.23)
(3.24)
17
3.3 Stödjande parti och val av vinsch
För att kunna göra val av vinsch och konstruera vinschfästets anordning behövde det tas fram hur stor dragkraften från vinschen behövde vara för att genomföra testet.
Figur 16. Illustrering av vinschen som drar i u-ram vid startläget Vinkeln α togs fram genom ekvation (3.28).
𝛼 = tan−1(ℎ𝑢𝑟𝑎𝑚− ℎ𝑣𝑖𝑛𝑠𝑐ℎ
𝐿 )
För att vinschen ska klara av att få tiltbänken i rörelse från startläget behövde dragkraften från vinschen överkomma krafterna som det tiltande partiet utgör i punkten P samt friktionskraften som uppstår från axlarna, se Figur 17.
Figur 17. Krafter som verkar i punkten P vid startläget
Dragkraften behövde uppfylla villkoret i ekvation (3.29).
𝐹𝑥,𝑣𝑖𝑛𝑠𝑐ℎ> 𝐹 =𝑀𝑂(0)
ℎ𝑢𝑟𝑎𝑚 + 𝐹𝑁∗ 𝜇 ∗ 𝑛 α
ℎ𝑣𝑖𝑛𝑠𝑐ℎ
ℎ𝑢𝑟𝑎𝑚
𝐿
𝜃 = 0° P
y
x
α 𝐹𝑥,𝑣𝑖𝑛𝑠𝑐ℎ
𝐹
𝐹𝑣𝑖𝑛𝑠𝑐ℎ
P 𝐹𝑦,𝑣𝑖𝑛𝑠𝑐ℎ
(3.28)
(3.29)
18
Friktionskoefficienten 𝜇 är beroende av glidlagret och normalkraften 𝐹𝑁samt dragkraften från vinschen 𝐹𝑣𝑖𝑛𝑠𝑐ℎ togs fram genom ekvation (3.30) och (3.31).
𝐹𝑁= (𝑚𝑏𝑖𝑙+ 𝑚𝑡𝑖𝑙𝑡+ 𝑚𝑢𝑟𝑎𝑚) ∗ 𝑔 ∗ 𝑛
𝐹𝑣𝑖𝑛𝑠𝑐ℎ=𝐹𝑥,𝑣𝑖𝑛𝑠𝑐ℎ cos(𝛼)
Den motverkande kraften 𝐹 kommer alltid verka vinkelrätt mot lutningen 𝜃 då den ursprungligen härleds från momentet skapat i punkten O. För att säkerställa att vinschen kommer att kunna dra genom hela testet, beräknades också dragkraften som skulle krävas att dra vid en lutning på 65 grader. I denna position är det kritiskt att det finns en tillräcklig höjdskillnad mellan ℎ𝑣𝑖𝑛𝑠𝑐ℎ och punkten P för att kunna producera en tillräcklig dragkraft som verkar vinkelrätt mot lutningen θ, se Figur 18.
Figur 18. Illustrering av vinschen som drar i u-ram vid 65°
Vinkeln 𝛼1 togs fram genom ekvation (3.32).
𝛼1= tan−1(∆ℎ
∆𝐿)
Krafterna som verkar i punkten P vid 65 graders lutning ses i Figur 19.
𝛼1
∆ℎ
∆𝐿
P
𝜃 = 65°
(3.32) (3.30)
(3.31)
19 Figur 19. Krafter som verkar i punkten P vid 65°
Dragkraften i vinschen behövde producera minst samma kraft som 𝐹 i motsatt riktning enligt (3.33).
𝐹2≥ 𝐹 =𝑀𝑂(65) ℎ𝑢𝑟𝑎𝑚
+ 𝐹𝑁∗ 𝑛 ∗ 𝜇
För att se vad detta skulle motsvara i dragkraft i vinschen användes ekvation (3.34).
𝐹𝑦,𝑣𝑖𝑛𝑠𝑐ℎ = 𝐹2∗ cos(𝛽) ⇒ 𝐹𝑣𝑖𝑛𝑠𝑐ℎ =𝐹𝑦,𝑣𝑖𝑛𝑠𝑐ℎ sin(𝛼1)
3.4 FEM-analys och design
FEM-analys gjordes på samtliga lastupptagande delar av konstruktionen. I analysen utsattes komponenterna för de högsta krafterna som kommer uppstå för respektive komponent under testet. De delar av anordningen som var för komplexa för handberäkningar designades i steg för att undkomma höga spänningar som potentiellt framstod i FEM-analysen. Krafterna som
användes i analysen var framtagna från beräkningarna som var gjorda för hand.
För att uppfylla kriterium 1 designades en snett kapad kloss på varsin sida av u-ramen som svetsas fast. Ett fäste designades att sitta i utkanten av tiltbalkarna för att uppfylla kriterium nummer 12 och vinkelavläsningsverktyg som passar anordningen söktes för att uppfylla kriterium nummer 5.
𝛼1
𝐹
𝐹𝑣𝑖𝑛𝑠𝑐ℎ
𝐹𝑦,𝑣𝑖𝑛𝑠𝑐ℎ
𝐹
β 𝐹𝑦,𝑣𝑖𝑛𝑠𝑐ℎ
P P
𝐹2
(3.33)
(3.34)
20
4 Resultat
Den färdiga konstruktionen som gjordes i Creo Parametric 5.0 visas i Figur 21–22. Materialet tillsammans med deras tvärsnittsprofiler går att hitta hos Tibnor [9–12]. Anordningen består utav 17 demonterbara delar som tillsammans väger ca 490 kg exklusive elvinschen, se Figur 20.
Den tyngsta demonterbara delen är den yttre skenan tillsammans med sina fästen väger ca 53 kg.
Vid 60° kan tiltbänken stå stadigt med hjälp av stödbalken, som står vertikalt när den är intryckt mot den tvärt placerade balken, se Figur 22. Vid 65° går fastsvetsade klossar i marken och förhindrar fortsatt rörelse, se Figur 22. När tiltbänken ska sänkas behöver stödbalken dras utåt och det rekommenderas att detta görs med ett snöre fastknutet till balken istället för att ha en person placerad där.
Figur 20. Demonterad tiltbänk med tillhörande delar
Figur 21. Tiltbänken vid 0°
1
2
4 3
5 6
7
8
21 Figur 22. Tiltbänken vid 60°
4.1 Beräkningar och FEM-analys
Framtagna massor, dimensioner och laster redovisas i Tabellform i bilaga 1. Masscentrum för det tiltande partiet och u-ramen ses i bilaga 2. Notera numreringen på diverse delar i Figur 20 för underlättning av följande redovisning.
Den resulterande momentekvationen (3.1) plottades i programmet MATLAB, se Figur 23.
Tillhörande MATLAB-kod kan ses i bilaga 5.
Figur 23. Resulterande moment i punkten O mellan 0° och 65° Kloss
22
De rödmarkerade kryssen i Figuren illustrerar värdena för det resulterande momentet vid 0°,60° och 65° som användes i beräkningarna.
4.1.1 Tiltbalk
Tiltbalkens dimensioner för tvärsnittsarean blev 120x80 mm med en tjocklek på 6 mm. Den högsta spänningen 𝜎𝑚𝑎𝑥 som uppstår i balken ses i Tabell 7 och Figur 24. Krafterna som applicerades var 𝐹𝑏𝑖𝑙2= 6138𝑁 och 𝐹𝑡𝑖𝑙𝑡2= 4674𝑁.
Tabell 7. Maximal spänning i tiltbalk
Beräkningsmetod 𝝈𝒎𝒂𝒙 (MPa)
Handberäkning 272,1
FEM-analys 287,3
Figur 24. Resultat från FEM-analys av tiltbalk
4.1.2 Skena
Skenornas dimensioner blev 3000x400 mm och 3000x500 mm med en tjocklek på 4 mm. De monteras på tiltbalkarna med hjälp av vinkelstänger som är svetsade på skenorna. Den högsta spänningen som uppstår i den smalare skenan syns i Tabell 8 och Figur 25. Kraften som verkar från ekvation (3.11) blev 𝐹 = 1228𝑁.
𝜎𝑚𝑎𝑥= 287,3MPa
1
𝐹𝑏𝑖𝑙2
𝐹𝑡𝑖𝑙𝑡2
23 Tabell 8. Maximal spänning i skena
Beräkningsmetod 𝝈𝒎𝒂𝒙 (MPa)
Handberäkning 217,0 < 𝜎𝑡𝑖𝑙𝑙= 233
FEM-analys 231,5 < 𝜎𝑡𝑖𝑙𝑙= 233
Figur 25. Resultat från FEM-analys av skena med mått 3000x400 mm
4.1.3 Stödbalk
Stödbalkens dimensioner för tvärsnittsarean blev 40x40 mm med en tjocklek på 5 mm. Den kritiska trycklasten 𝐹𝑐𝑟𝑖𝑡 och den trycklast 𝐹𝑠𝑡ö𝑑 som stödbalken (Figur 11) kommer utsättas för redovisas i Tabell 9. Spänningen som balken utsätts för vid stödjande av tiltbänken ses i bilaga 4 (Figur 1).
Tabell 9. Kritisk trycklast och faktisk trycklast på stödbalk
𝐹𝑐𝑟𝑖𝑡 230,9 kN
𝐹𝑠𝑡ö𝑑 6,20 kN
Alltså uppfylldes kravet 𝐹𝑠𝑡ö𝑑 < 𝐹𝑐𝑟𝑖𝑡 som gällde för att undvika risk för knäckning. En FEM- analys gjordes på partiet som stödbalken är fäst till under samma scenario, se Figur 26.
𝜎𝑚𝑎𝑥= 231,5𝑀𝑃𝑎 2
𝐹
24
Figur 26. FEM-analys av partiet som stödbalken är fäst till 4.1.4 Axel
Axeln kommer uppleva högst spänning vid början av testet, då 𝜃 = 0° och 𝐹𝑦,𝑣𝑖𝑛𝑠𝑐ℎ är som störst.
Detta ledde till att den pålagda kraften blev ∑ 𝐹 = 23 165𝑁.
Tabell 10. Maximal spänning i axel
Beräkningsmetod 𝝈𝒎𝒂𝒙 (MPa)
Handberäkning 217,5
FEM-analys 242,7
Figur 27. Resultat från FEM-analys på axeln
𝜎𝑚𝑎𝑥= 247,2𝑀𝑃𝑎 3
4 𝜎𝑚𝑎𝑥= 292,3𝑀𝑃𝑎
𝐹𝑠𝑡ö𝑑
∑ 𝐹 6
8
25 4.1.5 U-ram och stödjande parti
Dragkraften från vinschen blev som störst när 𝜃 = 0°. Det resulterade i att 𝐹𝑣𝑖𝑛𝑠𝑐ℎ= 38,9𝑘𝑁 och den kraften applicerades på u-ramen samt vinschens monteringsanordning i FEM-analysen.
Resultatet från FEM-analysen syns i Figur 28–30.
Figur 28. Resultat från FEM-analys på balken som vinschen är kopplad till
Figur 29. Visar resultat från FEM-analys på del av u-ram kopplad till tiltbalk när vinschen drar vid 𝜃 = 0°.
5
1 6
𝐹𝑣𝑖𝑛𝑠𝑐ℎ 2
𝐹𝑏𝑖𝑙2 𝐹𝑡𝑖𝑙𝑡2
𝜎𝑚𝑎𝑥= 282,1𝑀𝑃𝑎 𝐹𝑣𝑖𝑛𝑠𝑐ℎ
𝜎𝑚𝑎𝑥= 313,0𝑀𝑃𝑎
26
Figur 30. Resultat från FEM-analys av vinschens monteringsanordning vid 𝜃 = 0°
4.2 Materialval för axel
I CES-EduPack gjordes ett urval för material som hade en sträckgräns på minst 247,2 MPa och en hårdhet som översteg 500 HV. Resultatet från urvalet syns i Figur 31 och totalt var det nio olika typer av material som klarade av kriterierna.
Figur 31. Resultat från CES-EduPack
Därefter gjordes en jämförelse i kostnad för respektive material (bilaga 3) för att se vilka som var inom ett prisintervall som verkade rimligt för konstruktionen, se Tabell 11.
7
𝜎𝑚𝑎𝑥= 240,7𝑀𝑃𝑎 𝐹𝑣𝑖𝑛𝑠𝑐ℎ
8
27
Tabell 11. Genomsnittligt pris per massenhet för potentiella material till axel
Material Pris (kr/kg)
1. Aluminium 148
2. Aluminiumnitrid 896
3. Kiselkarbid 115
4. Tungstenkarbid 154
5. Tungsten legeringar 155
6. Högkolstål 5,27
7. Låglegerat stål 6,20 8. Medium kolstål 4,90 9. Rostfritt stål 57,5
Material 6,7 och 8 var de billigaste alternativen. Axeln kommer att svetsas fast tillsammans med en bricka som skruvas fast i u-ramen och det låglegerade stålet var det enda utav de billigare materialen som har tillräckligt låg kolekvivalent för att uppnå god svetsbarhet. Material för axeln valdes därför till ett låglegerat stål.
4.3 Glidlager
Två olika typer av glidlager togs fram som lämpliga kandidater för tiltbänken. Dessa två var:
• WICO – Ett flerskiktsglidlager som fungerar bra osmort. Materialet består utav en förtent stålmantel med en lageryta av brons.
• PDE – Ett underhållsfritt glidlager som består utav formsprutad specialkompound PBT+syntetfiber+brons+PTFE. Fungerar också bra osmort.
Glidlagren hittas på D&E Bearings hemsida [13][14] och i Tabell 12 presenteras teknisk data för respektive glidlager.
Tabell 12. Teknisk data för glidlagren
Glidlagertyp WICO PDE
Friktion osmort 0,12–0,20 𝜇 0,10–0,15 𝜇
Lagertryck: - -
0 m/s 250 MPa 70 MPa
0,01 m/s Ingen data 40 MPa
0,1 m/s Ingen data 4 MPa
Dimensionerna som söktes till konstruktionen var en yttre diameter på 50 mm med en inre diameter på 45 mm. Längderna behövde vara 8 och 10 mm. I D&E Bearings kataloger, för dimensioner de säljer glidlagerna i, fanns rätt diameter och tjocklek båda för lagren men inte rätt längd. Den kortaste längden som fanns var 20 mm, vilket inte skulle fungera då designen är gjord för att vara demonterbar vid axeln och ett glidlager som sticker ut hade förhindrat den funktionen. Efter att ha samtalat med Viktor Strååt, en teknisk säljare hos D&E Bearings, kommenterade han detta om kapning för WICO-lagret: ” Tänk dig lite som en teflonpanna som man använder gaffel eller något annat i, teflonen kommer sakta men säkert börja släppa från själva ytan när det väl är brutet.”. Eftersom WICO-lagret var av flera skikt kunde det alltså inte
28
kapas utan att lagerytan förstörs och av den anledningen behövde det därför uteslutas som alternativ.
PDE-glidlagret kunde kapas utan att dess funktion komprimerades med en relevant mängd och friktionskoefficienten var dessutom lägre än WICO-lagrets. Innan beslut behövdes beräkningar göras för att se om det klarade av belastningen. Den roterande hastigheten 𝑣 för axeln som togs fram genom ekvation (3.23) blev 2,9 ∗ 10−3 m/s. Med tre mätpunkter givna i Tabell 12 gjordes en linjärisering av dem för att kunna få ett så korrekt värde som möjligt för vad lagret klarar av vid hastigheten 𝑣, se bilaga 5 (Figur 1).
Den framtagna kurvan visade att det högsta tillåtna lagertrycket för PDE-lagret vid axelns hastighet var 60,8 MPa.
Den pålagda lasten P som glidlagret utsätts för är som högst vid start av testet, då 𝐹𝑦,𝑣𝑖𝑛𝑠𝑐ℎ är som störst. Detta ledde till ett lagertryck på p=16,1 MPa.
4.4 Val av vinsch och vinkelavläsare
Den högsta dragkraften som elvinschen kommer behöva producera är vid början av testet då 𝜃 = 0°. Dragkraften togs fram med ekvation (3.26) och blev 𝐹𝑣𝑖𝑛𝑠𝑐ℎ= 38,9𝑘𝑁. Hos återförsäljare anges dragkraften för vinschar i enheten kg, som leder till att det söktes en vinsch med en
dragkraft på minst 𝐹𝑣𝑖𝑛𝑠𝑐ℎ
𝑔 = 3961𝑘𝑔.
På expondo.se valdes en vinsch ut som hade en dragkraft upp till 4310 kg och kunde opereras med en fjärrkontroll som medföljes [15]. Ett tillhörande vinschfäste för montering användes i konstruktionen [16].
En digital vinkelavläsare med magnetisk botten valdes ut [17]. Rekommenderad placering av den är på u-ramen.
29
5 Diskussion
Modellen som följdes för att utveckla tiltbänken underlättade processen genom att bryta ned problemet och stegvis utvärdera fram den bästa lösningen. Antagandet som behövde göras med denna modell var att samtliga angivna kriterier skulle uppfyllas i det koncept som tagits fram som det bäst lämpade. Iterationer sker fram tills konstruktionen gör det. Att använda sig av detta antagande och i detta fall, tillsammans med ett bestämt material i förväg samt en viktgräns, gjorde däremot processen ineffektiv. I och med att konceptet valdes ut genom eget kritiskt tänkande om vad som kunde anses vara rimligt utan någon konkret grund från beräkningar att utgå ifrån, var det osäkert om en lösning fanns med de konstanter som var uppsatta innan konstruerandet hade börjat.
Tiltbänken konstruerades i en ordning som gjorde att elvinschen och partiet vinschen sitter fast i hanterades sist. Det gjordes av anledningen att kraften som behövde produceras av vinschen och samtidigt kunna motstås av anordningen, kunde beräknas. Det framkom att partiet vinschen sitter monterad i var svår att konstruera för att klara av krafterna och samtidigt hållas inom viktgränsen. Problemen som uppstod var att placeringen av vinschen behövde hållas inom ett strikt område för att undvika ändringar som skulle haft en kedjeeffekt av ökande krafter på hela anordningen och dessutom göra delarna för tunga.
Spänningsberäkningar gjordes både för hand och genom FEM-analys för ett antal av delarna i anordningen. Resultaten var snarlika men handberäkningar gav en lite lägre spänning än vad som framgick i FEM-analysen. I Creo Simulate 5.0, programmet som användes för FEM-analysen, uppstod problem ibland när analyser skulle göras för flera sammankopplade komponenter av anordningen. För att simulera de olika fallen för delarna behövdes de i vissa fall analyseras självständigt utan de sammankopplade delarna. De delarna simulerades istället tillsammans med delar som designades speciellt för att agera kontaktytor som annars hade varit från de verkliga komponenterna. Detta kan ses för simuleringen av balken som vinschen är kopplad till i Figur 28. Samtliga delar i konstruktionen dimensionerades med skarpa kanter, när de i
verkligheten kommer att vara avrundade. Detta kan ha lett till en felmarginal i FEM-analysen som det inte har tagits hänsyn till. Anordningens delar dimensionerades på detta vis då ingen information om radien på de avrundade kanterna hittades.
I handberäkningen och FEM-analysen för tiltbalken i avsnitt 4.1.1, gjordes en felbedömning eftersom ingen hänsyn togs till kraften som u-ramen verkar på tiltbalken. I Figur 29,
applicerades kraften som vinschen utgör på u-ramen och resultatet för spänningen i tiltbalken förändrades. Ökningen av spänningen var däremot inte tillräckligt stor för att göra en påverkan som hade lett till dimensionsändring av tiltbalken.
På FEM-analysen av vinschens monteringsanordning (Figur 30) visades lite spänning i de liggande balkarna, som är numrerade 8 i Figuren. För att säkerställa att de klarade av
spänningen gjordes en ytterligare FEM-analys, där kraften från vinschen applicerades direkt i de genomgående hålen, som är monteringsanordningens enda koppling till balkarna. Se resultatet i bilaga 4 (Figur 2).
Från resultatet av FEM-analysen på axeln (Figur 27), syns det vid 𝜎𝑚𝑎𝑥 att påfrestningen borde bli högre på ett av lagren än resterande. Resultatet för lagertrycket beräknades till drygt en fjärdedel av det högsta tillåtna lagertrycket och utrymme för grövre felmarginaler finns.
Linjäriseringen som gjordes för de tre mätpunkterna för lagertrycket hade inte varit giltig för samtliga hastigheter då trycket blir negativt för vissa hastigheter. Kurvanpassningen mellan de
30
två punkter som var aktuella, 0 till 0,01 m/s, ansågs däremot vara tillräckligt lämplig för användning.
Problem som skulle kunna uppstå, om beslut för tillverkning görs, är att toleranskraven blir höga. I och med att anordningen är demonterbar och dess delar har ett flertal hål och former som ska passa in i varandra, likt ett pussel. Ett exempel är partiet som vinschen monteras fast i, som är uppdelad i två delar. De två delarna monteras ihop genom sju skruvförband och två mindre balkar från ena delen, som ska passa in i kapade hål på den andra. Ett ytterligare exempel som kan vara kritiskt, är axlarna i anordningen. De kommer att ha kontaktpunkter på fyra olika ställen, som i sin tur hör till två olika demonterbara komponenter. Det problematiska i detta bör vara att få fyra symmetriska hål, som tillsammans ska vara helt i linje med varandra för att undvika snedställning av axeln. Ytterligare svårigheter kan vara att kapa materialet på sådant vis som är gjort i designen.
Vikten för tiltbänken uppgår till 490 kg med de 17 demonterbara delar som den utgörs av. Den totala vikten som kan anses vara tung, för en indirekt mobil anordning, blev en påföljd av den utbyggnad som krävdes för att kunna driva tiltbänken med en elvinsch samt att säkerställa en säker användning. Utöver små justeringar kunde inte någon större förbättring göras åt den totala vikten. Det huvudsakliga målet var möjligheten för demonterbarhet och en högre total vikt innebar enbart en större tidsåtgång för av- och påmontering så länge vikt för enskild del inte överskreds. Demonterbarheten och tanken bakom viktgränsen för enskild del var att två personer kan bära och montera tiltbänken och det förblir oförändrat av antalet delar.
I vissa delar av konstruktionen uppstår höga spänningar där svetsfog förekommer. Det är inte optimalt och kommer ställa höga krav på kvalitén av svetsen. Detta förekom i högsta grad på monteringsanordningen för vinschen där spänningen uppgick till 240,7 MPa, se bilaga 4 (Figur 3).
5.1 Framtida arbeten
Modellen som användes för att utveckla tiltbänken var ett underlättande hjälpmedel och rekommenderas. Däremot borde lättare beräkningar för samtliga koncept göras för att kunna utföra ett urval som är grundat på något konkret. Som i detta fall, när en viktgräns existerar, borde materialval utforskas för att inte hamna i ”trångt” utrymme gällande valmöjligheter för designen.
Detta projekt påbörjades med en del ovisshet gällande dimensioner för bilen och existerande komponenter som finns hos återförsäljare. Som påföljd av detta konstruerades stora delar av anordningen till en början utan vetskapen om vad som senare skulle förändras. Små
förändringar i ett senare stadie av konstruktionen visades sig ha större påföljder än väntat.
Sammanlagt genomgick designen av tiltbänken hundratals iterationer och mycket berodde på brist av förkunskap. Lärdomen som togs från att gjort projektet var att göra det grundläggande arbetet ordentligt, för att undvika större tidspålägg senare.
31
6 Slutsats
I det här projektet har en CAD-modell för en demonterbar tiltbänk tagits fram. Tiltbänken uppfyllde samtliga kriterier som gavs av Clear River Racing som innebar att:
• Tiltbänken drivs av en elvinsch som opereras med hjälp av fjärrkontroll och är demonterbar. Vikt på enskild del är inte tyngre än 53 kg.
• Kan ställa racerbilen i en vinkel upp till 65 grader och kan stå självständigt i 60 grader.
• Kan utföra testet på en bil med en hjulbas mellan 1525–1625 mm och en bredd mellan 1260–1560 mm.
• Klarar av testet för ett fordon med en vikt på 250 kg med en säkerhetsfaktor 5 och en fästpunkt på tiltbänken finns som en säkerhetslina kan kopplas till.
• Prismedvetna val för material och elvinsch har gjorts.
32
Referenslista
[1] D. Pettersson, H. Johannesson, J-G. Persson, Produktutveckling - effektiva metoder för konstruktion och design, Liber AB, Stockholm, 2004.
[2] K. Björk, Formler och Tabeller för mekanisk konstruktion, 8. uppl., Karl Björks Förlag HB, Spånga, 2017.
[3] D. Gross, W. Hauger, J. Schröder, W. Wall, J. Bonet, Engineering mechanics 2, first ed., Springer-Verlag Berlin and Heidelberg GmbH Co.K, Berlin, 2011.
[4] M. Mägi, K. Melkersson, M. Evertsson, Maskinelement, 1. uppl., Studentlitteratur AB, Lund, 2017.
[5] M. Ashby, Materials Selection in Mechanical Design, fourth ed., Butterworth-Heinemann, Oxford, 2011.
[6] Figur 1.
https://blogs.mcgill.ca/fsae/2013/07/31/formula-student-germany-2013-day-2-update/
(Hämtad 2019-03-15)
[7] Smiley’s racing products, Little car asphalt 6.0/18.0-10 LC0
http://www.smileysracing.com/shopping/productDetails.aspx?i=21591&c=1630 (Hämtad 2019-03-20)
[8] D&E Bearings, Motlöpspartner/axel
https://debearings.se/teknik/motlopspartner/ (Hämtad 2019-05-19) [9] Tibnor, Hålprofiler – VKR, KKR och KCKR
[https://ssabwebsitecdn.azureedge.net/-/media/files/tibnor/brochures-and-
datasheets/sweden/ror/halprofiler-2018.pdf?m=20190116135034] (Hämtad 2019-02-20) [10] Tibnor, Stål och metall
[https://ssabwebsitecdn.azureedge.net/-/media/files/tibnor/brochures-and-
datasheets/sweden/ovrigt/stal-och-metallkatalogen.pdf?m=20190114080441] (Hämtad 2019- 04-03)
[11] Tibnor, Vinkelstång, T-stång, plattstång, universalstång, fyrkantstång och rundstång [https://ssabwebsitecdn.azureedge.net/-/media/files/tibnor/brochures-and-
datasheets/sweden/stang/stang-2018.pdf?m=20190116141417] (Hämtad 2019-03-07) [12] Tibnor, Tunnplåtskatalogen
[https://ssabwebsitecdn.azureedge.net/-/media/files/tibnor/brochures-and-
datasheets/sweden/plat/tunnplatskatalogen.pdf?m=20190128151919] (Hämtad 2019-03-09) [13] D&E Bearings, WICO, WICO63
https://debearings.se/product/wico/ (Hämtad 2019-05-20) [14] D&E Bearings, PDE, PDE-F
https://debearings.se/product/pde-pde-f/ (Hämtad 2019-05-20) [15] Expondo, Vinsch 12 V – 4310 kg – 9500 lbs – inkl. brytblock
https://www.expondo.se/msw-vinsch-12-v-4310-kg-9500-lbs-inkl-brytblock-10060663 (Hämtad 2019-04-20)
33
[16] Expondo, Vinschfäste – 920 x 182 mm – 13 500 lbs – 6136 kg
https://www.expondo.se/msw-vinschfaeste-920-x-182-mm-13500-lbs-6136-kg-10060189 (Hämtad 2019-04-20)
[17] DUAB-HUSET, DUAB vinkelmätare digital mini 180
https://www.duabhuset.se/index.php?view=product&id=22414&gclid=EAIaIQobChMI34OzhY mT4gIVzeeaCh36WwvDEAQYBCABEgLbAPD_BwE (Hämtad 2019-05-15)
34
Tillkännagivande
Jag vill tacka min handledare Abdulbaset Mussa för de väldigt givande råden till projektet.
Jag vill också tacka Viktor Strååt på D&E Bearings för hjälpen med att välja ut rätt lager för tiltbänken och sponsra potentiell tillverkning genom att skicka glidlagren utan kostnad.
35
Bilaga 1
Tabell med storheter och enheter för använda symboler
Symbol Ekv Storhet/enhet
g 9,82𝑚/𝑠2
n 5
𝑚𝑏𝑖𝑙 250 kg
𝑚𝑡𝑖𝑙𝑡 190,4 kg
𝑚𝑢𝑟𝑎𝑚 78,7 kg
𝐿𝑏𝑖𝑙 935 mm
𝐿𝑡𝑖𝑙𝑡 1085 mm
𝐿𝑢𝑟𝑎𝑚 426 mm
𝑀𝑂(0°) 21 620 Nm
𝑀𝑂(60°) 5440,7 Nm
𝑀𝑂(65°) 3517,9 Nm
𝐼𝑧 3.7 2,384 ∗ 10−6m4
y 3.8 6 mm
B 3.7 8 mm
H 3.7 12 mm
b 3.7 11,4 mm
h 3.7 7,4 mm
L 3.10 1500 mm
𝐼𝑧 3.12 2,133 ∗ 10−9𝑚4
b 3.12 400 mm
h 3.12-3 4 mm
B 3.16 4 mm
b 3.16 3,5 mm
H 3.16 4 mm
h 3.16 3,5 mm
𝐼 3.16 8,830 ∗ 10−8𝑚4
𝑥1 3.21 110 mm
𝑥2 3.21 39 mm
𝑥3 3.21 129 mm
𝑟 3.23/24 22,5 mm
𝐼 3.23 2,013 ∗ 10−7𝑚4
𝑑 3.25 45 mm
L 3.25 8 mm
∅𝑑𝑎𝑥𝑒𝑙 3.27 45 mm
ℎ𝑢𝑟𝑎𝑚 3.28/29 745 mm
ℎ𝑣𝑖𝑛𝑠𝑐ℎ 3.28 253 mm
𝐿 3.28 776 mm
α 3.28 32,4°
∆ℎ 3.32 59 mm
∆𝐿 3.32 64,5 mm
𝛼1 3.32 42,5°
𝜇 3.29/33 0,15
β 3.34 25°
36
Bilaga 2
Masscentrum för u-ram och tiltande parti
37
Bilaga 3
Priskoll av utvalda material
38
Bilaga 4
Figur 1. Spänning i stödbalk
Figur 2. Spänning i liggande balkar. 𝐹𝑣𝑖𝑛𝑠𝑐ℎ applicerad i genomgående hål 𝜎𝑚𝑎𝑥 = 290,4𝑀𝑃𝑎
39 Figur 3. Maximal spänning i vinschens anordning
40
Bilaga 5
Figur 1. Linjärisering av värden för tillåten belastning
Figur 2. Tillhörande MATLAB-kod till Figur 1 i bilaga 5
41 Figur 3. Tillhörande MATLAB-kod till Figur 23
