Haspelsystemet Camcoil 1500

Fakulteten för teknik- och naturvetenskap

Andreas Blomberg Johan Stöllman

Haspelsystemet Camcoil 1500

Capstan system Camcoil 1500

Maskinteknik Examensarbete

Datum/Termin: 04-06-08

Handledare: Lasse Jacobsson Examinator: Nils Hallbäck

Sammanfattning

Uppdragsgivaren Camatec Industriteknik AB gav oss uppgiften att öka deras utbud av versioner på Camcoil som är en egen patenterad produkt som Camatec har. Är ett

haspelasystem för av och pålindning av stålband. Finns exempelvis i produktionslinor där man ska härda stålband.

Målet med arbetet var att ta fram ett fullständigt tillverkningsunderlag på en Camcoil för tyngre industrier. Underlaget skulle innehålla beräkningar, 3D-konstruktioner, fullständigt ritningsunderlag samt ett kostnadsförslag för tillverkning och detaljinköp.

En kravspecifikation ställdes på uppgiften:

1. Klara en last på 15 ton.

2. Bandbredd på minst 1500 mm 3. Manteldiametern ska vara 610 mm 4. Bandhastighet 35 m/min

5. Ekonomisk tillverkning.

6. Vara enkel, Camcoilens slogan är ”genialiskt enkel”

Genom förstudien bestämdes ett flertal konceptförslag. Koncepten jämfördes mot varandra och slutligen fanns det bara ett kvar som kom att undersökas. Resultatet av

konceptgenereringen blev en axel med tre stycken haspelhuvuden samt att systemet skulle ha en stödfunktion.

En tänkbar arbetsgång planerades via ett gantt-schema. Där bestämdes det att Camcoilen skulle delas upp i detalj för detalj. Identifiering gjordes för de specifika delar som skulle studeras samt att tidigare underlag studerades för att öka förståelsen.

De delar som bland annat har undersökts är axeldimensionering, lagerstorlek, mantelutformning, stativ, stöd samt hydraulcylindrar i både haspelhuvud och stöd.

Några av beräkningarna har gjorts med hjälp av Ansys. Där har bl.a. utböjning, Von Mises spänningen för axeln, slaglängden på hydraulcylindrarna i haspelhuvudet samt högsta spänningen i stativ och stöd beräknats.

Även analytiska beräkningar har gjort på vissa delar. Egenvinkelfrekvensen för haspelsystemet gjordes med hjälp av Dunkerleys metod. Reaktionskrafterna i lagren

beräknades med en kombination av elementarfall. Med detta kunde även livslängd på lagrena uppskattas. Hydraulcylinderstyrkan i haspel och stöd, spännelements aspekter, plåttjocklek i mantel och kontroll av balkdimensionering i stöd bestämdes även med hjälp av analytisk beräkning.

3D modellering gjordes på de flesta detaljer i systemet. Modeller som spårringar, motor och lager hämtades hem från leverantörer.

Efter modelleringen gjordes monterings- och detaljritningar på hela haspelsystemet.

Ritningarna skickades sedan vidare till olika tillverkare för att få ett kostnadsförslag.

Abstract

Our employer Camatec Industriteknik AB gave us the assignments to increase theirs range of versions on Camcoil that is their own patent product. Camcoil is a capstan system that is used when steel band fabricated. Exist for example in production lines their steel band should be annealed. Our goal with this work is to come up with a completed production basis on a Camcoil for heavy industry. The basis should contain calculations, 3D-constructions, drawings and cost proposal on manufacturing and detail purchase.

Demands on this project:

1. 15 ton load

2. Strip width up to 1500 mm 3. Head diameter 610 mm 4. Production speed 35 m/min 5. Economy manufacturing 6. Be simple

Several concepts were decided out of the feasibility study. The concepts were compared against each other and finally only one was left. Result of the design concept became one shaft with three capstan heads and a support function.

One conceivable working process was planed with a Gantt-table. A decision was made that the work of the Camcoil should be separated in several details. Earlier work on Camcoil was study to increase our understanding for the work.

Some of the examined parts were shaft dimensions, bearings, head shape, tripod, support function and hydraulic cylinder for the capstan and support.

Some of the calculations have been made in Ansys. Directional deformation, Von Mises stress for the shaft, length of the hydraulic cylinder in the capstan heads and the stress for tripod and support function was calculated.

Analytic calculations were made on some parts. Frequency analysis for the system was made with Dunkerleys method. The reaction forces in the bearings were calculated with a

combination of elementary case. Lifecycle of the bearings can with this be appreciated.

Hydraulic cylinder strength in capstan heads and support function, locking assemblies, sheet metal thickness and control off beam dimensions in support was also decided with analytic calculations.

3D models were made on several details in the system. Models like lock rings, engines and bearings were taken from the supplier.

After the modeling assemble drawings and detail drawings were made for the whole capstan system. The drawings were sending to manufacturer for a cost proposal.

Innehållsförteckning

1. Inledning... 5

2. Genomförande ... 6

2.1 Koncept ... 6

2.2 Axel ... 7

2.3 Lager... 12

2.4 Mantel... 13

2.5 Nav och öra ... 14

2.6 Spännelement ... 15

2.7 Stativ... 16

2.8 Stöd... 17

2.9 Hydraulcylinder... 18

2.10 Distanser, axlar och spårringar... 20

2.11 Motor och växellåda... 20

2.12 Laddvagn ... 20

3. Resultat... 21

3.1 Axel ... 21

3.2 Lager... 24

3.3 Mantel... 24

3.4 Nav och öra ... 24

3.5 Spännelement ... 25

3.6 Stativ... 26

3.7 Stöd... 27

3.8 Hydraulcylinder... 29

3.9 Distanser, axlar och spårringar... 30

3.10 Motor och växellåda... 30

3.11 Laddvagn ... 31

4. Utvärdering... 32

4.1 Koncept ... 32

4.2 Axel ... 32

4.3 Haspelhuvud... 32

4.4 Stativ... 32

4.5 Lager... 33

4.6 Stöd... 33

4.7 Laddvagn ... 33

Slutsatser ... 34

Tackord... 34

Referenslista ... 35 Bilagor

Bilaga 1………...Spårring

Bilaga 2………...Hydraulcylinder Bilaga 3………...Spännelement Bilaga 4………...Lager

Bilaga 5.1-5.2……...………...Motor

1. Inledning

Under våren 2008 gjordes ett examensarbete för maskiningenjörsprogrammet på Karlstads universitet vid Camatec Industriteknik AB. Arbetet har handletts av Peter Wigarthsson, Lennart Andersson och Lars Jacobsson vid Karlstad Universitet.

Examinator vid institutionen för teknik- och naturvetenskap är Nils Hallbäck.

Camatec Industriteknik AB är ett teknikserviceföretag som arbetar mot process- och

verkstadsindustrin. Företagets mål är att leverera ett mycket bra jobb på kort tid. Några av de tjänster företaget erbjuder är inom arbetsområden som beräkning, tillverkning, montering, marknadsföring, mekaniskt konstruktion, projektledning, animering, service och underhåll mm.

De har en egen produkt kallad Camcoil, som är ett haspelsystem för på- och avlindning av bandstål. Denna klarar idag en last på ca 7 ton och upp till ca 500 mm plåtbredd. Denna består idag av ett haspelhuvud (som i sin tur består av mantel, nav, öra och hydraulcylindrar), en axel, två lager, en motor och ett stativ.

Med detta examensarbete önskar Camatec utöka sin kundkrets och inkludera kunder med tyngre tillverkning och större plåtbredder. Uppgiften blev då att ta fram ett fullständigt tillverkningsunderlag för en ny version av Camcoil, med ökad kapacitet vad gäller tonnage och plåtbredd.

För att öka förståelsen av arbetet studerades tidigare konstruktionsarbeten på Camcoil. [8], [9], [10], [11], [12] och [13]

Ett studiebesök gjordes på Uddeholm Strip Steel i Munkfors, detta för att se hur ett haspelsystem fungerar i praktiken.

Lager Motor

Figur 1. Nuvarande haspelsystem

Axel

Haspelhuvud

2. Genomförande

De nya kraven som ställdes från Camatec var att den nya Camcoilen skulle klara 15 ton, en plåtbredd på 1500mm, ett banddrag på 2 ton, matningshastighet 35 m/min, ekonomisk tillverkning samt ha en haspelhuvuddiameter på 610mm.

2.1 Koncept

Ett flertal konceptförslag togs fram efter de begränsande kraven som ställdes. Några av dessa förslag sållades bort p.g.a. tillverkningsproblem som t.ex. rundbockning, svarvning m.m.

När alla begränsningar hade identifierats så återstod ett fåtal förslag. På dessa gjordes en plus och minus lista för att få fram det mest lämpade konceptet.

Konceptet som valdes innehöll en axel med tre haspelhuvuden, stödfunktion samt att det ska kompletteras med en laddvagn från Dimeco [bilaga6].

Haspelsystemet bröts ned i delar, såsom axel, lager, mantel mm. För varje del gjordes

enskilda undersökningar. Excelblad togs fram för att underlätta beräkningarna vid eventuella ändringar.

Nedan är ett av de alternativ som togs fram (figur2). Detta hade en roterande stödfunktion.

Det som gjorde att inte detta valdes var att man inte kunde använda sig av laddvagnen när stödet användes. Vilket kom att leda till problem.

2.2 Axel

En så enkel och funktionell axel med så få anvisningar som möjligt önskades. Denna

konstruerades med hänsyn till långhålsborrning, motor, nedböjning, spänning, utmattning och egenvinkelfrekvens.

Analytiska beräkningar gjordes därför på dessa. De formler som användes redovisas nedan.

[1], [2].

Ansysberäkningar för Von Mises spänning och nedböjning gjordes för att underlätta utmattningsberäkningen.

Undersökningar gjorde för att bestämma utformningen av kilspår och hur grov axeln skulle vara för att passa i växellådan. [1]

Figur 3. Solid axel

Nedböjning: (kombination av elementarfall)

Ra Rc

Ra Rc

P

L

αL βL

A B C

Figur 4. Stöd placering

Figur 5. Översiktsbild på krafter, reaktionskrafter och avstånd

Lastfallet kommer att se ut som ovan, där 15ton är fördelad som 6st punktlaster där naven verkar på axeln. Stöd B bortses p.g.a. reaktionskraften i B måste beräknas.

F/6 F/6 F/6 F/6 F/6 F/6

Figur 6. Bild av elementarfall

Först beräknades nedböjningen som de 6 punktlasterna bidrar till vid lager B (se figur5).

Sedan kunde lagerkraften i B räknas ut genom att sätta nedböjningen till noll. Beräkningar utfördes efter formeln nedan.

( )

[ (

)

]

6 β β ξ ξ

ξ

δ = − −

EI

PL

δ = nedböjning (mm) P = kraft (N)

L = längd på axel (mm)

E = materialets E-modul (MPa) I = tröghetsmoment (mm⁴) α + β = 1

ξ = x / L

x = punkt där nedböjningen vill analyseras

Med denna formel räknades nedböjningen mellan B och C ut. För att veta var nedböjningen är som störst så kontrollerades flera punkter. Beräkningarna utfördes i Excel [bilaga 7.9] för att underlätta vid eventuella förändringar.

Egenvinkelfrekvens (Dunkerleys metod) [2] :

Analysen gjordes för att kunna bestämma det kritiska varvtalet för systemet. Metoden går ut på att man beräknar egenvinkelfrekvensen för en massa i taget, utan hänsyn till övriga massor.

i i

i m

= k Ω

Ω_i− Frekvens (Hz) mi – Massa (kg)

Hela systemets egenfrekvens Ωcr uppskattas sedan med uttrycket:

...

...

1 1 1 1

3 3 2

2 1

1 2

3 2 2 2 1

2 + = + + +

+Ω +Ω

= Ω

Ω k

m k m k m

cr

m₁ m₂ m₃ m₄ m₅ m₆

Fi

Fi

δi

L2 L1

Figur 7. Översiktsbild på massfördelning

Figur 8. Nedböjningen i punkten där kraften Fi verkar

Fjäderkonstanten k_i vid läget för respektive massa m_i beräknas med teorin för böjning

i i i

k F

=δ

δi= nedböjning (mm) ki = Fjäderkonstant

F_i M0

M0 δ_i

ϕ2

ϕ₁

A B B C

Figur 9. Balk mellan stöd A och B Figur10. Balk mellan stöd B och C

Axeln delas upp i två delar, och reaktionskraften i stöd A ersätts med ett moment M0. Sedan utnyttjas villkoret av vinkeländringen.

2

1 ϕ

ϕ =

( )

EI L M EI

L F_i

1 3 6

1 0 2

1

1 = αβ +α −

ϕ

EI L M

3

2 0 2 =

ϕ

ϕ1 - vinkeländringen på höger sida om mittstödet ϕ2- vinkeländringen på vänster sida om mittstödet E - E-modul (Mpa)

I - Tröghetsmoment (mm⁴)

M₀ F_i

δi ^αβ

(

)

6

2 1

EI

L 2 2

3 1

3 α β

EI L

Tabell 1. Utdrag ur KTH´s handbok och formelsamling i hållfasthetslära sid.346

Ur tabell 1 används sambanden för att beräkna nedböjningen δi.

Detta ger sedan möjligheten att räkna ut egenvinkelfrekvensen för varje massa och i slutänden för hela systemet.

Genom att man fått ut systemets egenvinkelfrekvens så kan man enkelt få ut det kritiska varvtalet genom att man dividerar frekvensen med 60 sekunder. Försök gjorde för fem olika masstorlekar.[bilaga 7.1, 7.2, 7.3, 7.4 och 7.5]

Undersökningar gjordes sen för att se vad maximalt tillåten matningshastighet kunde vara.

Kontrollen gjordes genom att man dividerar önskad matningshastigheten med diametern på det upplindade bandet. Även detta gjordes för fem olika masstorlekar. [bilaga 7.6]

Utmattning:

Beräkningar gjordes [bilaga7.7] för att se till att säkerhetsfaktorn mot utmattning var större än 1.5.

Rp0.2 = 310 MPa (materialets sträckgräns)

σ_ur = ±270 MPa (utmattningsdata vid roterande böjning) σ_max = maximal spänning i analys

f r

ur

ur = kσ×k

σ max

k_r= 1,1 för bearbetad yta kf = 1 då kälradier är med i analysmodellen

max 2 . 0

σ S_statisk = Rp

max

max

σ σ_ur

utmattning

S =

Figur 11. Meshad axel för Ansys

2.3 Lager

Sfäriska rullager med tillhörande lagerhus, lagertätningar, låsmuttrar och låsbrickor

undersöktes [bilaga 4] efter reaktionskraftberäkningar, livslängd och axeldiameter. Lagren är av SKF fabrikat. [3]

För kontroll av lagrens livstid och maximal tillåten belastning måste reaktionskrafterna beräknas [bilaga 16]. Detta görs med hjälp av formeln nedan.

F/6 F/6 F/6 F/6 F/6 F/6

Lager A Lager B Stöd C

Figur 12. Översiktsbild krafter och lager samt stöd placering

h g f e d c b

a< < < < < < < är avstånden ifrån lager A till de verkande krafterna.

T.ex. avståndet mellan lager A och lager B är a, lager A till första kraften är b o.s.v.

( )

[ (

)

]

6 β β ξ ξ

ξ

δ = − −

EI

Pl

För att bestämma reaktionskrafterna utfördes samma beräkning som vid analys av nedböjningen. Genom detta kunde reaktionskraften i lager B bestämmas. Sedan ställdes jämviktekvation upp för att bestämma krafterna i lager A och stöd C enligt nedan.

0

: + + − =

↑ R_A R_B R_C F

(

)

h F R a R

M_{A B} × + _C × − + + + + +

: 6

Lagerlivslängd

p

P

L C⎟

⎠

⎜ ⎞

⎝

=⎛

10 [3]

L₁₀ = nominell livslängd (miljoner varv) C = dynamiskt bärighetstal (kN)

P = ekvivalent dynamiskt lagerbelastning (kN) (RA och RB)

2.4 Mantel

Manteln skulle dimensioneras för att hålla upp den maximala last som verkar om en av hydraulcylindrarna skulle gå sönder. Detta för att undvika att manteln ska kollapsa och gå sönder vid ett hydralikhaveri. Handberäkningar gjorde därför på detta.

Kontroll över om det skulle gå ett använda gjutna ringar eller rör istället för plåt gjordes utan något resultat. Fokus lades därför på nuvarande metod med rundbockning av Weldox 700 plåt. Kriteriet var att spänningen inte fick överstiga 700 MPa som är sträckgränsen i materialet samt att det gick att rundbocka. Undersökningar hos olika företag gjordes, för att få fram möjlig plåtbredd och plåttjocklek för rundbockning.

m

b F R

M = ×

Mb

Rm

F

M_b = böjmoment (Nmm) F = 50000 N, mantelkraft Rm= medelradie (mm)

6 t2

W_b = L×

W_b= böjmotstånd (mm³) L = längd (mm)

t = plåttjocklek (mm)

b b

W

= M σ

Figur 13 Kraftpåverkan vid beräkning av plåttjocklek och plåtbredd

σ = spänning i plåt (MPa)

2.5 Nav och öra

De skulle ha samma geometri som tidigare använts. En tumregel som använts för konstruering av naven var att diametern på hålet (b) ska vara radien på ytterkonturen (a) [figur 15]. Denna kunde inte användas i vårt fall. Då det inte skulle gå att kollapsera haspeln för att örat och navet skulle stöta i varandra. Naven omkonstruerades så att de skulle passa den valda axeln samt de spännelement som valts.

Beräkningar gjordes [bilaga 7.8] för att bestämma den minsta tillåtna radien [11].

1 1

2 2

⎟ −

⎠

⎜ ⎞

⎝

⎛

⎟ +

⎠

⎜ ⎞

⎝

⎛

×

= b a b a

t q σ

Öra

A F

f =

σ

Nav

(

)

2

b a q a

× − τ =

f t

tot σ σ

σ = +

r =q

σ Figur 14 Förklaring Nav och öra

Von Mises:

2 2

2 σ σ σ 3τ

σ

σ = _tot + _r − _tot × _r + σt = tvärspänning (MPa) σr = radiell spänning (MPa) σf = normalspänning (MPa) τ = skjuvning (MPa)

q = 175 MPa, tryck a= radie ytterring (mm) b= hålradie (mm)

Figur 15 Förklaring till beräkning av nav

2.6 Spännelement

Undersökningar gjordes för att se om det fanns något alternativt stopp för haseplhuvudet då man inte vill ha radieövergångar på axeln. Endast spännelement och distansrör i kombination med spännelement undersöktes.

Spännelementet av typen Tollok 132 och 133 [bilaga 3] undersöktes, dessa ska förhindra att haspelhuvudet glider och roterar på axeln (TLK133) samt fungera som stopp för att slippa onödiga anvisningar (TLK132). Dimensioneringen av dessa gjordes med hänsyn till axeldiameter.

För TLK 132 behövdes en ring fram som ska fungera som mothåll vid monteringen av spännelementet. Denna dimensionerades med beräkningar från Tolloks katalog.

Undersökning gjordes på TLK 133 för att kontrollera maximalt tillåtna banddrag.

Ringberäkning K D D_m ≥ ×

D

Dm

( )

(

)

P K C

×

−

×

= +

02 02

σ σ

σ₀₂=355 MPa

C =1 (tabellerat värde i Tollok katalog[4]) D =200 mm, håldiameter

D_m= minsta ytterdiameter Figur 16 Diameterförklaring

Pn=170MPa, Tryck

Banddragsberäkning

F

M

Rmax

rmax

F = M

F= kraft (N)

M= 25000 Nm (moment för spännelement) Rmax= maxradie, 750 mm

Rmin= minradie, 305 mm

Figur 17 Förklaring banddragsberäkning

2.7 Stativ

Stativet är modellerat i PRO/E efter de höjdkrav som ställdes från leverantören av vagn och de hållfasthetskrav som ställs. Undersökningar av hållfasthetskraven gjordes i ANSYS.

Lagerkrafterna sattes på plåtarna som en utbredd last. Det gjordes för att få ett så verkligt materialbeteende som möjligt.

Fjädrarna testades med olika dimensioner och monteringssätt. Detta för att få fram så låg spänning som möjligt.

En säkerhetsfaktor på 1,5 bör uppnås. [bilaga 7.7]

max 2 . 0

σ S_b = Rp

Rp_0.2 = 355 MPa

σmax = maximalspänning från analys Sb = säkerhetsfaktor > 1,5

Figur 18. Stativutformning Figur 19. Meshat stativ för Ansys

2.8 Stöd

Under konceptgenereringsfasen fastställdes att ett stöd var nödvändigt.

Ett flertal förslag togs fram genom brainstorming och tips från personalen. Några av dessa förslag kombinerades till ett slutgiltigt koncept efter de önskade och begränsande kraven som kunden ställde. Kraven var:

Att stödet skulle uppta så liten yta som möjligt när det inte brukades Fri golvyta under haspelsystemet

Att laddvagn kan köras oavsett om stödet brukas eller ej Justerbar hållare

Utbytbara delar

De balkar som använd i stödet togs ur Tibnors katalog [6].

Figur 20. Valt stödkoncept

För att axeln ska kunna rotera på stödet behövs en bussning [7]. För denna togs även en slitdel fram som ska sitta på axelns ände. Detta för att inte man ska behöva byta hela axeln om det skulle slita när den roterar i bussningen. För att bussningen inte ska glida av axeln gjordes även en hylsa som sitter på bussningens utsida.

Figur 21. Slitdel Figur 22. Hylsa och bronsbussning

Beräkningar gjordes på leden där armen sitter i Ansys. Detta för att kunna dimensionera axeln som armen rotera kring.[bilaga 7.7]

Figur 23 Meshad I-balk för undersökning av rotationsaxel

2.9 Hydraulcylinder

Hydraulcylinder haspel

Undersökningar gjordes för att kontrollera vilken cylinderdimension som krävdes för att hålla upp lasten. Den leverantör som sedan tidigare används av Camatec undersöktes. [bilaga 2].

Formlerna som användes hämtades från ett tidigare projekt. [13].

A

= F σ

4 1000

2

×

×

= P× d

F π

m c

m R

h F F×

=

σ=spänning (MPa) A=tryck/dragarea (mm²)

F= Cylinderkraft

P= 160 bar, Arbetstryck (N/m²) d= cylinder diameter (mm) Fm= Membrankraft (N) h_c= Cylinderhöjd (mm) Rm= Mantel medelradie (mm)

Slaglängden bestämdes med hjälp av maximal tillåten spänning och cylinderhöjd i ANSYS.

På grund av materialets sträckgräns så får spänningen inte överstiga 700 MPa. Manteln modellerades upp och på denna sattes sen villkor för att kunna bestämma maximal kollapsering. Förskjutningen som uppstod i x- och y-led användes för att få fram den maximala slaglängd genom Pythagoras sats.

Formeln nedan krävdes för att bestämma vilket temperaturrandvillkor som ska användas i analysen. Kollapserings möjligheten och slaglängden på hydraulcylinder kan bestämmas då Ansys.

L T× ×

∆

= α

δ

δ = längdförändring (mm)

∆T = temperaturförändring (°C) α = längdutvidgningskoefficient L = längd (mm)

Figur 24. Meshad mantel för slaglängdsberäkning

Hydraulcylinder stöd

Kraften som ska tas upp av hydraulcylindern bestämdes med en jämviktsekvation.

Jämvikt:

( )

cos

: − × − =

↑ R α F_hc F_c

R

a b

α F_hc

F_c

( )

cos

:F ×b− ×F ×a=

M_{R c} α _hc

Fhc= Hydraulcylinderkraft (N) R = Reaktionskraft (N) F_c= Stödkraft (N) α= 30°

a=700mm Figur 25. Friläggning av krafter i stödarm

b=1452mm

2.10 Distanser, axlar och spårringar

Komponenterna till mantel och stöd är modellerade efter de hydraulcylindrar som används i respektive del. Längden på distanserna bestämdes beroende på de positioneringskrav som ställdes. Som låsning används spårringar.[bilaga 1]

2.11 Motor och växellåda

Information angående drift typ, accelerationstid och motorstyrning mm samlades ihop. Sedan togs kontakt med Lenze Transmissioner AB i Linköping och Nord drivsystem AB Stockholm.

Dit skickades de insamlade data som fanns.

De data som skickades var:

1. Max diameter = 1500 mm 2. Min diameter = 610 mm 3. Last = 15000 kg

4. Bandhastighet = 35 m/min

5. Accelerations- och Retardationstid = 5 sek 6. Banddrag = 20000 N

Skulle vara en asynkronmotor med hålaxel för hängande växellåda.

Ha separat fläkt för kylning.

2.12 Laddvagn

Efter en noggrann undersökning av hur man applicerar samt lastar av bandrullen från haspelsystemet så hittades en alternativ lösning för travers genom laddvagn.

Laddvagnen är nödvändig i de fabriker som ej har travers, då truck inte är ett lämpligt alternativ för laddning av Camcoil.

Kontakt togs med flera olika företag och försäljare. Det utfördes även en undersökning av lönsamheten för en egenkomponerad laddvagn.

En laddvagn fungerar som av och på matare av band. Går oftast på räls och är höj och sänkbart. Finns i olika utformningar. Lite som ett lyftbord.

3. Resultat

Resultaten projektet mynnat ut i visas nedan. Fungerar så att man fäller ned stödet och laddar på en bandrulle. Stödet fälls sedan upp innan man tar bort anordningen som håller i

bandrullen. Detta för att inte förstöra haspeln. Konceptet ska även kompleteras med laddvagn för att fungera optimalt.

Figur 26. Valt koncept

3.1 Axel

De analyser som gjordes i ANSYS där lastenra som verkar av naven är utsatta på axeln samt randvillkor där lagerena verkar visade en nedböjning på 1,335 mm (figur 27) samt en Von Mises spänning på 76,444 MPa (figur 28).

Spänningen gav efter beräkning en statisk säkerhetsfaktor på 4,05 och en säkerhetsfaktor mot utmattning på 3,2.

Den analytiskt framräknade nedböjningen blev 2.33 mm.

Figur 27. Resultat av nedböjningsberäkning Ansys

Figur 28. Resultat Von Mises spänning med stöd och full last

Ett annat krav som ställdes på axeln var att den skulle hålla för egenvikten och

haspelhuvudvikten då inte stödet är monterat. Analyser gjordes därför på detta. Resultatet visade att Von Mises spänningen uppgick till 21,634 MPa (figur 29). Säkerhetsfaktorn mot statiskt brott uppgick till 14,33 och mot utmattningsbrott 11,35. Vilket är en mycket hög säkerhetsfaktor.

Egenvinkelfrekvensberäkningarna för haspelsystemet gav kritiska varvtal från olastat till fullt lastat tillstånd. [bilaga 7.1, 7.2, 7.3, 7.4 och 7.5] De framräknade varvtalen [bilaga 7.6] vid olika matningshastigheter framgår ur diagrammet nedan. Den maximalt tillåtna hastigheten visade sig vara ca 70 m/min.

0 20 40 60 80 100 120 140

252 1377 2502 3627 4752 7377 10002 12843 15252

massa [kg]

varvtal [rpm]

kritisktvarvtal

Motorvarvtal vid 35m/min Motorvartal vid 17,5m/min Motorvarvtal vid 45m/min Motorvarvtal vid 75m/min

Tabell 2. Kontroll av att varvtal vid olika matningshastigheter inte överstiger kritiska varvtalet

Kontakt togs med företaget Pretak AB (En mekanisk verkstad som utför långhålsborrning).

Det visade sig inte vara några problem att utföra långhålsborrning då hålen ska vara genomgående. Håldiameter fick dock ökas något. En tumregel de hade var att de kan borra 100xd.

Hålen där man ska leda ut oljan för hydraulcylindrarna flyttades in på axeln istället för att ha dem i änden där slitdelen är monterad. De nya hålen drog därför upp mitt i det tredje

haseplhuvudet för att få dem där spänningen är som lägst. Hålen i änden pluggas igen med skruv innan slitdelen monteras.

Nya hål för olja

Hål som pluggas

Figur 30. Lösning på oljeledningshål

3.2 Lager

Axelberäkningarna gav en minsta tillåtna diameter på 145mm. Axeln fick dock dimensioneras upp till 150mm, på grund av inget passande lager. Lageravståndet bestämdes till 700mm med hänsyn till lagerpåverkan.

De lager och tillbehör som behövs kan ses i bilaga 4.

Figur 31. Lager B Figur 32. Lager A

3.3 Mantel

Weldox 700 kan levereras i tjocklek på 20mm eller 25mm. Det företag som kontaktades kunde endast rundbocka plåt som hade en tjocklek som var mindre eller lika med 20 mm.

Efter beräkningar och undersökningar visade det sig att manteltjockleken behövde vara minst 17mm. Tunnare mantel kunde inte användas då spänningen översteg materialets sträckgräns.

Om 18 mm valts hade det inte varit möjligt att skalsvarva detta till helt ren yta.

Bredden på plåten var också en inverkande faktor. Flera olika bredder undersöktes och resultatet blev en plåtbredd på 450 mm. Då detta tillät att ha en 17mm plåt men ändå att det fick plats med tre stycken hasplar på avståndet 1500 mm. Det skulle även finnas en spalt mellan hasplarna för att kunna utföra service.

3.4 Nav och öra

Tumregeln som används för att dimensionera naven kontrollerades. Det visade sig att denna inte behövde följas. Enligt den skulle navet dimensionerats med en håldiameter på 200 mm samt att ytterdiametern skulle bli 400 mm.

Beräkningar gjordes därför och resultatet blev att en håldiameter på 200mm och ytterdiameter på 300 mm kunde användas.

Samma form som tidigare används fortfarande. Vilket var önskat.

Örat ändrades även lite. Detta för att få bort risken att nav och öra ska stöta i varandra.

3.5 Spännelement

För ytternavet valdes ett spännelement från Tollok med beteckningen TLK 133. Innernavet valdes ett från samma leverantör fast med beteckningen TLK 132 [bilaga 3]. Detta då det endast ska fungera som stopp medan det som sitter på ytternavet ska se till att inte

haspelhuvudet kan rotera och glida axiellt på axeln. Utan det ska följa med axelrotationerna.

Den ring som togs fram för innernavet fick efter beräkning med formler från Tollok dimensionerna ∅yttre = 340mm och ∅inre =200mm.

Kontrollen över maximalt banddrag visade att detta kunde vara 3,3 kN. Vid max upplindat band.

Ring för mothåll

Spännelement utan fläns (TLK132) Spännelement med fläns (TLK133)

Figur 33. Haspelhuvud med yttre spännelement Figur 34. Haspelhuvud med inre spännelement

3.6 Stativ

De Ansys analyser som gjordes visade att Von Mises spänningen är lägst då man använder sig av 16 stycken 15 mm fjädrar fördelade parvis. De monterades så nära kanten på båda sidorna av den överliggande balken. Där fyller de sin funktion allra bäst. Von Mises spänningen som uppkom i stativet var 154,99 MPa (Figur 36). Det ger en säkerhetsfaktor mot statiskt brott på 2,3. Även nedböjningen kontrollerades. Storleken på den blev 0,89 mm.(Figur 35)

Två fästplåtar för lagerna togs också fram. Dessa hade en olika tjocklek för att kunna få centrum på lagerna i samma höjd.

Figur 35. Resultat av nedböjningen i Ansys

Figur 36. Resultat av spänningsberäkningar. .Visar maxspänning vid lager B

Figur 37. Spänning över 50MPa som var högst vid lager B

Figur 37 visar spänningskoncentrationen. Det som syns på bilden är den del av stativet som har spänning över 50 MPa. När man valde att visa spänning över 100 MPa syntes endast små svarta prickar. De små prickarna är spänningskoncentrationer som bildats i de skarpa

elementhörnen. Max spänningen uppgår till 155 MPa. Det beror också på spetsiga elementhörnen.

3.7 Stöd

Utformningen bestämdes efter de krav som beskrivs i genomförandet.

Som stödpelare valdes en I-balk (HEB340)[6]. Den ger plats för hydraulcylinder och stödarm att gömmas när stödet ej används.

En VKR-profil (250x150x12,5) används som stödarm[6].

Dimensioneringen av pelare och arm anpassades efter hållfasthetskrav samt önskemål på hopfällbarhet.

Beräkningarna som gjordes på stödleden visade en Von Mises spänning på 401 MPa. Det är inte helt korrekt då det bildades spänningstoppar i de skarpa elementhörnen. Så den verkliga Von Mises spänningen blev ca 250 MPa. Det ger en säkerhetsfaktor mot statiskt last på 1,42.

Figur 38. I-hopfällt stöd

Figur 39. Resultat av spänningsberäkningar på stödpelare i Ansys

Figur 40. Förstorning av spänningskoncentration

Funktionen på stödleden är att klossen och bronsbussningarna roterar kring en axel. Axeln är låst axiellt med en sprint. Se figur 41.

Brons bussning

Axel

Figur 41. Rotationsled stöd

På stödet monteras även en justerbar Klyka (Figur 42). Den ska gå att flytta fram och bak samt höger och vänster. Detta för att den ska vara möjlig att finjustera. Den är konstruerad

Klyka

Figur 42. Förstorning på stödfunktion

3.8 Hydraulcylinder

För haspelhuvudet valdes en hydraulcylinder från Stacke hydraulik som ska klara en last på 12 ton drag. Den cylinder som klarade kravet hade beteckningen DA01011020-0140.

[Bilaga 2]

Figur 43. Resultat av slaglängdsberäkning i Ansys

Ur Ansys analysen kunde förskjutningar i x- och y-led tabelleras. Av dessa kunde sedan

δ ∆T σ X Y Slaglängd

10 1923 77,4 13,9 8,54 16,31 20 3846 154,8 27,8 17 32,58 30 5769 232 41 25,6 48,33 40 7692 309 55,6 34,1 65,22 50 9615 387 69,5 42,7 81,57 60 11538 464 83,39 51,26 97,88 80 15896 644 115,6 71 135,66 90 17307 696 125,1 76,89 146,8 100 19230 774 138,9 85 162,84 Tabell 3. Slaglängdstabell

Ett önskemål från kund var maximalt möjliga kollapsering (hopdragning av mantel). Tabellen visar då att slaglängden skulle vara 146,8 mm. Då ligger spänningen i manteln på 696 MPa.

En säkerhetsfaktor önskades så slaglängden på hydraulcylindrarna bestämdes till 140 mm.

Från Stacke hydraulik [bilaga 2] valdes även hydraulcylinder till stödet. Efter beräkningarna på minsta tillåtna cylinderkraft så valdes en hydraulcylinder med beteckningen DA01012102- 0630. Här önskades en slaglängd så att armen på stödet skulle komma undan därav

slaglängden 630 mm.

3.9 Distanser, axlar och spårringar

Distanser, axlar och spårringar [bilaga 1] bestämdes och konstruerades efter de fasta mått som hydraulcylindrarna medförde samt positionering av dessa.

3.10 Motor och växellåda

Växellådan och motorn som togs fram med hjälp av Lenze heter GKS14 med hålaxel och 22kW asynkronmotor. Denna gick inte att få med så hög utväxling som behövdes, en växel med utväxling I=68,942 samt en separat kedjeutväxling på 1:2 för att få en slutlig utväxling på I=138. [bilaga 5.1]

Växellådan som togs fram gillades dock inte av Camatec. Då de inte vill ha en extra växel med kedjedrift. Ytterligare kontakter togs därför med leverantör utan någon framgång.

En rekommendation som gavs var att endast ha hastighetsreglering med dansarm på grund av den höga utväxlingen.

En dansarm är något som känner av hur hårt bandet är spänt och reglerar matningen efter det.

Det för att hålla så jämn matning som möjligt.

Motorn ska även kompletteras med en momentarm, den ska se till att motorn sitter på plats och inte roterar kring axeln.

Nords förslag till motor var en SK9382A B GH-180LX/4 TF F med en motoreffekt på 22kW samt en hålaxel för växellåda. Utväxlingen skulle vara 115,57. En negativ faktor var att axeln ska ändras för att man ska kunna använda denna motor. Då hålaxel har en diameter på 125 mm. [bilaga 5.2]

3.11 Laddvagn

Efter kontakt med din maskin så togs en laddvagn med kostnadsförslag fram. [bilaga 6]

Resultatet av undersökningen för en egenkomponerad laddvagn blev negativt, då vagga och lyftbord var dyrare än den kompletta laddvagnen. För bild se bilaga 6.

4. Utvärdering

Med tanke på arbetets struktur gjordes en utvärdering på varje del i haspelsystemet.

4.1 Koncept

Resultatet av det framtagna konceptet anses bra, då det uppfyller de krav och önskemål som ställdes från uppdragsgivaren i projektets början.

Konceptgeneringsfasen kunde dock ha utförts på ett annat sätt. För stort fokus lades på lösningar istället för att samla information och kunskap om nuvarande haspelsystem för plåtindustrin. Detta kan ha förklaring i att några konceptförslag gavs av uppdragsgivaren under uppstarten av projektet.

4.2 Axel

Axeln klarar de krav som ställs gällande utmattning, egenvinkelfrekvens och böjning m.m.

Lösningen med spännelementen istället för kälradier är fördelaktig. Något att jobba vidare med är möjligheten att ersätta några spännelement med distansrör för att underlätta

monteringen och kanske minska kostnaden.

Axeln blev lite överdimensionerad men orsak till detta var att det inte fanns något passande lager för en axeldiameter på 145mm.

Vid utformningen av axel skulle en mer noggrann undersökning på motor och

långhålsborrning ha utförts, då detta medförde att axeln fick korrigeras något under projektets gång.

4.3 Haspelhuvud

Det befintliga utseendet bevarades i den grad det gick. Själva formen på nav och öra är den samma men ändringar i dimensioner har gjorts. Då kontroll visade att man inte behövde använda sig av tumregeln de hade för att dimensionera navet. Även de distanser för hydraulcylindrarna som tagits fram har liknande utseende fast andra dimensioner.

Önskat var att kollapseringsmöjligheten blev så stor som det möjligen gick för att spänningen i plåten i inte skulle överstig sträckgränsen i materialet.

Fortsatta undersökningar kan göras gällande att byta ut plåten i manteln mot färdiga rör i rätt dimension eller gjutna ringar. Det skulle kanske ge möjlighet till bredare haspelhuvuden eller en större godstjocklek

4.4 Stativ

Utseendet på befintligt stativ har försökt att bevarats. Dimensionerna har dock ändrats då vi behövde ett högre stativ. Även materialet i balkarna har bytts till ett med högre sträckgräns, då påfrestningen är högre på grund av den tunga lasten.

4.5 Lager

Lagren uppfyller de funktionskrav som finns och är framtagna för att klara av den

lagerpåverkande kraften samt ha en rimlig livslängd. Livslängden är något överskattad då ingen hänsyn till arbetsmiljö är tagen.

Ett förslag till förbättring nu när en färdigmodellerad prototyp finns är att ta kontakt med SKF och fråga om mer lämpade lager kan användas.

4.6 Stöd

Funktionen uppfyller sitt syfte. Då det skulle gå att gömma undan hydraulcylindern och stödarmen vid hopfällt läge. Stödet blev lite högt på grund av att man skulle kunna transportera laddvagnen samtidigt som stödet användes eller var nedfällt.

Beräkningarna på leden bör kontrolleras en extra gång. Då osäkerhet finns om de satta randvillkoren är korrekta.

4.7 Laddvagn

Laddvagnen är framtagen efter de begränsandekrav som ställs på den.

Med tanke på att endast en återförsäljare svara på förfrågan så borde de andra kontaktas igen för att pressa ner priset.

En noggrannare undersökning på en egenkonstruerad laddvagn kan också vara befogad.

Slutsatser

De mål som ställdes på den nya Camcoilen i inledningen är uppfyllda. Arbetsgången har fungerat som planerat. Detalj för detalj studerades. I den nya konstruktionen används även så enkla detaljer som möjligt. Det för att inte förlora Camcoilens enkelhet och förtroende. Då sloganen är ”genialiskt enkel”.

Beräkningarna som gjorts på axel, stöd, haspelhuvud mm har granskats och kontrollerats ett flertal gånger och visat ett bra resultat.

3D modelleringen och ritningsunderlaget som tagits fram på det nya haspelsystemet fungerade utan större komplikationer och en slutlig modell kunde sammanställas.

Stödfunktionen som tagit fram uppfyller den enkelhet som är det genomgående temat i Camcoilen. Då den är uppbyggd av så få detaljer som möjligt. Färdiga balkar har använts i den mån det går.

Arbetet kan eventuellt ha strukturerats upp på ett lite annorlunda sätt då vissa detaljer fick ändras på grund av efterföljande detalj. Detta ledde till komplikationer då lager skulle väljas.

Det lager som valdes medförde att axeln blev överdimensionerad. Detta var dock nödvändigt då mindre lager krävde mindre axel.

Även vid konstruering av stödet så fick delar ändras.

Något som man kan jobba vidare på är om det går att ersätta plåten till manteln med gjutna ringar eller rör. Detta kan vara nödvändigt om man vill öka plåttjockleken.

Motorn och växellådan som togs fram är inte helt optimal då det tillkommer kedjeutväxling.

Vilket inte var önskvärt från företaget. Detta är något som kan undersökas vidare i kommande utredningar.

Det arbete som utförts har fungerat bra. Resultat som togs fram tillfredställde både uppdragsgivare och författare.

Tackord

Författarna till denna rapport vill tacka personalen på Camatec Industriteknik AB för all hjälp som getts då det uppstått problem. Ett stort tack riktas även till våra handledare Peter

Wigarthsson, Lennart Andersson på Camatec Industriteknik AB och Lasse Jacobsson vid Karlstads universitet.

Referenslista

Böcker, kataloger och broschyrer

[1] Björk Karl. Formler och tabeller för mekanisk konstruktion. Femte upplagan. Spånga Tryckeri, 2003

[2] Bengt Sundström och övriga författare (1999). Handbok och formelsamling i

hållfasthetslära. Andra upplagan. Södertälje. Fingraf AB. Instutitionen för hållfasthetslära.

[3] SKF, huvudkatalog, (www.skf.se, 080513)

[4] Tollok, katalog för klämbussning, (www.tollok.com, 080513) [5] Stacke hydraulik med ledlageringsinfäste, DA250, datablad (www.stackehydraulik.com, 080513)

[6] Tibnor, katalog för konstruktionstabeller (1996). Tredje upplagan.

[7] Internordic bearings, prislista 2007.

Examensarbeten

[7] Fredrik Olofsson och Helena Mattsson (2006). Struktuering och produktuppbyggnad av Camcoil. Examensarbete vid maskiningenjörsprogrammet. Instutitionen för

ingenjörsvetenskap, fysik och matematik. Karlstads universitet.

[8] Andreas Nyström och Andreas Blomqvist (2004). Moduluppbyggt haspelsystem Camcoil.

Instutitionen för ingenjörsvetenskap, fysik och matematik. Karlstads universitet.

[9] Martin Lundberg (2002). Konstruktion av haspel för plåtband. Instutitionen för ingenjörsvetenskap, fysik och matematik. Karlstads universitet.

Företagsprojekt

[10] USAB, avhaspel prototyp [11] TR-01-103

[12] Lindad, projektarbete för påhaspel

Bilaga 1

Bilaga 2

Bilaga 3

Bilaga 4

Bilaga 5.1

Bilaga 5.2

1 styck Tappväxelmotor

Short description Camcoil drivmotor

Typ SK9382A B GH-180LX/4 TF F Motoreffekt 22 kW Utgående varvtal 1450/13 min^-1

Utgående moment 16162 Nm

Driftsfaktor 1,6 Utväxling 115,57 Driftsart S1 Isolationsklass F

Kapslingsklass IP 55

Spänning 400/690V, 50 Hz Märkström: (400V) 44 A

Utgående axel Diameter = 120 mm (hålaxel)

Byggform H1/M1 (se Skiss) Kopplings dosans läge 1

Kabelgenomföring I Vikt ca 779 kg utan optioner

Smörjning Mineralolja ISO VG 220, ca. 73 liter Ytfärg RAL 7031 grå

Växelutförande Hålaxel, fläns B14 (A)

Växeloptioner H: Täckkåpa

G: Gummibussningar

B: Montagebricka

DR: Tryckluftventil

Motoroptioner F: Separatfläkt 1x230V eller 3x230/400V TF: Termistor (kalledare) 3x155°C

Pris per styck SEK 116 600,00 Brutto + moms

Katalog G1000 Leveranstid ca. 3 - 4 veckor

Leveransvillkor EXW, fritt Upplands Väsby exkl. emb.

Bilaga 6

Bilaga 7.1

Bilaga 7.2

Bilaga 7.3

Bilaga 7.4

Bilaga 7.5

Bilaga 7.6

Bilaga 7.7 Utmattningsberäkningar

Axel:

05 , 44 4 , 76

310

max 2 .

0 = =

= σ S_statisk Rp

max

max

σ σ_ur

utmattning

S =

f r

ur

ur = kσ×k

σ max

ur 345,45MPa

1 , 1 270

max = =

σ 3,2

44 , 76

45 ,

245 =

utmattning = S

Stativ:

29 , 155 2 355

max 2 .

0 = =

= σ S_statisk Rp

Stödled:

4 , 250 1 350

max 2 .

0 = =

= σ S_statisk Rp

Bilaga 7.8

Bilaga 7.9

Bilaga 7.10

Bilaga 8.1

Bilaga 8.2