PRODUKTIONSOPTIMERING OCH KONCEPTUTVECKLING AV … · 2009. 9. 2. · i Institutionen för naturvetenskap, teknik och matematik (NAT) Civilingenjörsprogrammet, teknisk design, 270

PPRROODDUUKKTTIIOONNSSOOPPTTIIMMEERRIINNGG OOCCHH KKOONNCCEEPPTTUUTTVVEECCKKLLIINNGG AAVV TTIILLTTEERR

MMAARRTTIINN LLÖÖFFQQVVIISSTT

Produktionsoptimering och koncept-utveckling av tilter Produktionsoptimering och konceptutveckling av tilter ingående i Sund Birsta AB:s hanteringssystem SUNDCO för ståltrådringar.

i

Institutionen för naturvetenskap, teknik och matematik (NAT)

Civilingenjörsprogrammet, teknisk design, 270 hp

Examensarbete, 30 hp

Produktionsoptimering och konceptutveckling av tilter

Författare Martin Löfqvist

E-mail [email protected]

Godkänd 2008-09-15

Uppdragsgivare Sund Birsta AB

Handledare Håkan Zaar

Examinator Per Gradin

Sammanfattning Sund Birsta AB konstruerar och säljer hanteringssystem för trådringar till stålindustrin. Årligen säljs cirka 8-10 anläggningar av SUNDCO trådringssystem. Varje leverans innebär ofta unika anpassningar till den specifika kunden.

Tiltern är en integrerad produkt i SUNDCO-konceptet. Denna roterar stålringar från vertikalt till horisontellt läge. På grund av nivåskillnaden mellan SUNDCO V- och SUNDCO H-anläggningarna måste också tiltern anpassas för varje unikt projekt. Anpassningen innebär ett extra arbete för företagets teknikavdelning vilket ej anses särskilt kostnadseffektivt.

Förstudien bestod i att analysera tilterns nuvarande konstruktion och undersöka hur denna kan utvecklas till att bli, enligt uppgiften för detta examensarbete, en modern produkt som svarar för en mer säker, miljömedveten och pålitlig drift. Tilterns drift idag utförs av två hydraulcylindrar med fyra givare, en i jämförelse med en elektromekanisk drift inte speciellt modern och miljömedveten drivanordning. Förstudien resulterade i en kravspecifikation vilken följts under utvecklingsarbetet.

Utifrån de tankar och idéer som skapats i förstudien genererades tre konceptförslag vilka ansågs kunna svara för de uppsatta kraven. Ett koncept föddes efter att traktorers tiltanordning för grävskopor studerats. En hydraulisk kugghjulsdriven vridcylinder utgör tiltning; en smidig lösning med få externt rörliga delar, dvs. optimalt för modulanpassning. I ett andra koncept begrundades en linjärenhet vilken drivs via en rullskruv och servomotordrift. Konceptet anpassas utefter tilterns allmänna konstruktion idag med hjälp av en länkarm. Konceptet erbjuder en modern, miljömedveten och enkel lösning med få ingående detaljer. Det tredje och sista konceptet är inspirerad av de tilters som används vid hantering av plåtrullar. En cirkulär vagga som ligger an mot fyra hjul kan rotera runt sin mittpunkt. En kedja är sträckt längs vaggans ytterdiameter och drivs av ett drev på en motor. Konceptet kan liksom rullskruvskonceptet anpassas med en miljömedveten servodrift. Fördelar och nackdelar sammanfattades för de tre konceptförslagen.

ii

I en konceptevaluering översattes kravspecifikationen till ett antal kundkrav. Genom att i en parvis jämförelse analysera kundkraven mot varandra kunde de viktigaste kraven för en konceptkonstruktion utses. De viktade kundkraven användes för att i en utvärderingsmatris kunna vikta de olika konceptförslagen mot varandra. Efter utvärderingen ansågs konceptförslaget med rullskruven bäst uppfylla kundkraven och detta koncept valdes att arbeta vidare med. Via en QFD-analys översattes kundkraven till mer eller mindre viktiga produktegenskaper för en lyckad produkt.

När koncept att arbeta vidare med valts inleddes ett mer ingående konstruktionsarbete. Genom att låta det horisontella måttet mellan tilterns vridcentrum och transportören vara variabelt kan tiltern anpassas utefter olika höjdnivåer mellan SUNDCO V/H. Variabeln kan styras utan att ändra på tilterns konstruktion. Konstruktionsarbetet utfördes för olika delsystem vilka har sin egna huvudsakliga funktion; tiltarmen, adapterplattan, linjärenheten, samt stativet. Efter det att tiltarm och adapterplattan konstruerats kunde en belastningsanalys utföras för att få verkliga data vid den kommande dimensioneringen av rullskruv, motor, växellåda m.m. Efter att vardera delsystem konstruerats kunde dessa sättas ihop i ett helhetskoncept.

Det slutliga konceptet har brister vad gäller säkerhet vid eventuellt nödstopp eller strömavbrott. För att lösa detta bör konceptet vidareutvecklas med mekaniska ändlägesstopp samt en mekanisk fjäderbroms vilken kan monteras i den valda servomotordriften. Konceptet är i jämförelse med dagens hydrauliska tilter mycket ren och enkel. Införandet av en elektromekanisk drift reducerar totalt åtta stycken givare, vilket innebär en stor minskning av antalet felkällor. En givare som av någon anledning hamnat i fel läge kan innebära stora kostnader för valsverket då hela produktionen blir stillastående.

Det slutgiltiga konceptet uppfyller de krav som sattes upp i kravspecifikationen samt de mål som examensarbetet hade.

iii

Department of natural science, engineering and mathematics (NAT)

Master of Science in Mechanical Engineering

and Design, 270 hp

Master thesis, 30 hp

Production optimization and concept development of tilter

Author Martin Löfqvist

E-mail [email protected]

Approved 2008-09-15

Commissioner Sund Birsta AB

Supervisor Håkan Zaar

Examiner Per Gradin

Abstract Sund Birsta AB designs and supplies handling systems for wire coils to the steel rolling mills. With a work force of almost 100 employees the company annually sells 8-10 SUNDCO coil handling systems. Every delivery has its unique adaptation for the specific customer.

The tilter is an integrated part in the SUNDCO-concept with its main function to rotate steel coils from vertical to horizontal position. Because of the difference in altitude between the two SUNDCO systems SUNDCO V and SUNCO H, the tilter must also be adapted for each project. This adaptation means additional work for the design department and cannot be considered as cost efficient.

The pre-study for this project comprised a research of the present tilter concept and an analysis how this concept could be developed to be, according to the target for this master thesis, a modern product which can present a more secure, environmental-conscious and reliable function. The movement of the tilter of today is achieved by two hydraulic cylinders plus four limit switches. This is compared to an electromechanical solution not that modern and environmental-conscious. The pre-study did result in a requirement specification which has been used as a guide trough this development work.

With thoughts and ideas created in the pre-study three concept proposals were generated. One concept was born when a tractor excavators tilt function was studied. A gear driven hydraulic rotary actuator cause the rotation; a slim solution with few movable parts, i.e. an optimal device for product modulation. The second concept consists of a linear device composed of a roller screw with a servo motor. This concept uses the basic idea of design from the tilter of today but is adapted by means of a linkage arm. The roller screw concept offers a simple solution with few details. The third and last concept is inspired from the tilters that are used for handling of steel sheet rolls. A circular cradle is positioned on four wheels allowing the cradle to rotate around its own midpoint. A chain is stretched along the circumference of the cradle and is

iv

actuated via a drive sprocket on a gear motor. This concept could just like the roller screw concept be adapted with an environmental-conscious servo motor actuation. Advantages and drawbacks were collected for the three concepts.

In a concept evaluation the requirement specification was translated into a number of customer demands. In a pair comparison the customer demands were analysed against each other and the most important demands could be nominated. The demands with its individual importance were now used in an assessment matrix to nominate the concept with the best potential. After the evaluation the concept with the roller screw solution was nominated as the best concept to fulfil the demands and therefore chosen as the concept to continue to work with. Via a QFD-analysis the customer demands were translated to more or less important product abilities for a successful concept product.

When the concept with which to continue the work had been chosen a more detailed work was started. By allowing the dimension from the tilters rotating point to the transporter being the only variable the tilter could be adapted to the altitude differences between the SUNDCO V/H systems. This variable could be changed with no need of altering the tilter design. The design work did have its focus on four different main systems with its own main function; the tilting arm, the adaptation device, the linear device and the frame. When the tilting arm and the adaptation device were designed a load analysis could be done to get real data to use in the dimensioning of the roller screw, motor, transmission etc. Later when the sub systems were conceived they did get mounted into a one piece tilter assembly.

The final concept does have drawbacks in the security at an emergency stop or a power failure. To solve the problem the concept tilter has to be further developed with mechanical rotation limit stops and a mechanical spring brake which can be fitted to the chosen servo motor. The concept is compared to the today’s hydraulic tilter very clean and simple. An implementation of an electromechanical solution will reduce totally eight sensors, which means a major decrease of potential failure sources. A sensor which have of some reason stopped working could mean great costs for the mill because the entire production stops.

The final concept is fulfilling the requirements that were stated and the main goals for this master thesis.

v

Förord Denna rapport är ett av de avslutande momenten i mitt examensarbete och därmed mina civilingenjörsstudier inom teknisk design och maskinteknik vid Mittuniversitet i Sundsvall. Examensarbetet har pågått under sommar- och höstperioden 2008, där större delen av arbetet utförts vid Sund Birsta AB:s huvudkontor i Sundsvall.

Min handledare på företaget har varit Håkan Zaar. Håkan har under denna period hjälpt och väglett mig vid funderingar och frågetecken samt med sitt engagemang frambringat ett positivt tycke och en mersmak för konstruktörsyrket.

Jag vill härmed tacka Håkan Zaar samt också Bertel Engman, Kenneth Wiström och övriga medarbetare för diskussion och hjälp under examensarbetets gång.

Sundsvall, december 2008,

_____________________ Martin Löfqvist

vi

Innehållsförteckning 1 INLEDNING ...................................................................................................................... 1

1.1 BAKGRUND ................................................................................................................. 1 1.2 UPPGIFT ...................................................................................................................... 1 1.3 MÅL ........................................................................................................................... 2 1.4 AVGRÄNSNINGAR ....................................................................................................... 2

2 METOD .............................................................................................................................. 3

3 NULÄGESANALYS ......................................................................................................... 4 3.1 TILTERN I DAGENS UTFÖRANDE .................................................................................. 4 3.2 TRÅDRINGENS ALLMÄNNA HANTERINGSPROCESS ....................................................... 5 3.2.1 TILTERPROCESSEN ...................................................................................................... 6 3.3 ANLEDNING TILL VARIATIONSVIDD ............................................................................ 6 3.4 MODULARISERING ...................................................................................................... 7 3.5 TILTERNS DRIFT IDAG ................................................................................................. 8 3.5.1 ELEKTRONISK KONTRA HYDRAULISK DRIFT ................................................................ 9 3.6 BELASTNINGSPARAMETRAR ATT BEAKTA ................................................................. 10 3.6.1 TEORETISKT VRIDMOMENT ....................................................................................... 10 3.6.2 AXIELLA BELASTNINGAR .......................................................................................... 11 3.6.3 RADIELLA BELASTNINGAR ........................................................................................ 12 3.7 KRAVSPECIFIKATION ................................................................................................ 12

4 KONCEPT ....................................................................................................................... 13 4.1 KUGGHJULSDRIVEN HYDRAULISK VRIDCYLINDER .................................................... 13 4.1.1 PRINCIPLÖSNING ....................................................................................................... 13 4.1.2 FÖRUTSÄTTNINGAR FÖR KONCEPT ............................................................................ 14 4.1.3 FÖRDELAR OCH NACKDELAR .................................................................................... 14 4.2 RULLSKRUVSMEKANISM MED VALFRI DRIFT ............................................................. 15 4.2.1 PRINCIPLÖSNING ....................................................................................................... 15 4.2.2 FÖRUTSÄTTNINGAR FÖR KONCEPT ............................................................................ 16 4.2.3 FÖRDELAR OCH NACKDELAR .................................................................................... 16 4.3 KEDJEDRIVEN VAGGA ............................................................................................... 17 4.3.1 PRINCIPLÖSNING ....................................................................................................... 17 4.3.2 FÖRUTSÄTTNINGAR FÖR KONCEPT ............................................................................ 17 4.3.3 FÖRDELAR OCH NACKDELAR .................................................................................... 18

5 KONCEPTEVALUERING ............................................................................................ 19 5.1 PARVIS JÄMFÖRELSE ................................................................................................. 19 5.2 QFD-ANALYS ........................................................................................................... 20 5.3 VAL AV KONCEPT ..................................................................................................... 22

6 KONSTRUKTION .......................................................................................................... 23 6.1 DESIGN FÖR EN REDUCERAD VARIANS ...................................................................... 23 6.1.1 UTFORMNING AV TILTARM ....................................................................................... 23 6.1.1.1 FEM-ANALYS FÖR TILTARM ................................................................................ 24 6.1.1.2 GREPPASSNING OCH FASTSVETSNING AV AXELTAPPAR ........................................ 24 6.1.2 UTFORMNING AV ADAPTERENHET MED STYR- OCH CENTRERINGSANORDNING ......... 25 6.1.2.1 ANPASSNING AV CENTRERINGSENHET FÖR ELEKTRONISK DRIFT .......................... 25 6.1.3 UTFORMNING AV LÄNKARM ..................................................................................... 26 6.1.2.1 FEM-ANALYS FÖR LÄNKARM .............................................................................. 27 6.1.3 BELASTNINGSANALYS .............................................................................................. 27 6.2 UTFORMNING AV LINJÄRENHET ................................................................................ 28

vii

6.2.1 VAL AV RULLSKRUV ................................................................................................. 28 6.2.1.1 BERÄKNING AV DEN MAXIMALA STATISKT AXIELLA LASTEN ............................... 28 6.2.1.2 BERÄKNING AV DEN TEORETISKA LIVSLÄNGDEN ................................................. 28 6.2.1.3 VAL AV LAGERENHETER FÖR RULLSKRUV ........................................................... 29 6.2.1.4 KONTROLL AV SKRUVENS KNÄCK- OCH DRAGHÅLLFASTHET ............................... 30 6.2.1.5 SKRUVENS ERFORDERLIGA OCH KRITISKA ROTATIONSHASTIGHET ....................... 31 6.2.2 UTFORMNING AV LINJÄRVAGN ................................................................................. 31 6.2.2.1 VAL AV HJUL FÖR LINJÄRVAGN ............................................................................ 32 6.2.3 VAL AV VÄXELLÅDA OCH MOTOR ............................................................................. 32 6.2.4 TELESKOPSKYDD FÖR LINJÄRENHET ......................................................................... 33 6.3 UTFORMNING AV STATIV MED LAGERHUS ................................................................. 34 6.3.1 UTFORMNING AV LAGERHUS FÖR AXLAR .................................................................. 34 6.3.2 VAL AV GLIDLAGER FÖR TILTARM ............................................................................ 35

7 SAMMANSTÄLLNING AV KONCEPTKONSTRUKTION .................................... 36

8 DISKUSSION .................................................................................................................. 37 8.1 SÄKERHETSÅTGÄRDER FÖR NÖDSTOPP OCH STRÖMAVBROTT ................................... 37 8.2 LIVSLÄNGD OCH SERVODRIFT SOM DIAGNOSTIKVERKTYG ........................................ 37 8.3 DRIFTSÄKERHET ....................................................................................................... 37 8.4 SLUTSATS ................................................................................................................. 38

REFERENSER ......................................................................................................................... 39 SKRIFTLIGA REFERENSER ........................................................................................................ 39 MUNTLIGA REFERENSER ......................................................................................................... 39

BILAGA A ................................................................................................................................. 40 ÖVERSLAGSBERÄKNING AV TRÖGHETSMOMENT FÖR NUVARANDE TILTER ............................. 40

BILAGA B ................................................................................................................................. 41 KRAVSPECIFIKATION NYKONSTRUKTION TILTER .................................................................... 41

BILAGA C ................................................................................................................................. 42 BERÄKNINGSMATRIS FÖR PARVIS JÄMFÖRELSE AV KRAV ........................................................ 42

BILAGA D ................................................................................................................................. 43 FEM-ANALYS FÖR TILTARM ................................................................................................... 43

BILAGA E ................................................................................................................................. 45 FEM-ANALYS FÖR LÄNKARM ................................................................................................. 45

BILAGA F ................................................................................................................................. 46 BELASTNINGSANALYS AV KONCEPTTILTER ............................................................................. 46

BILAGA G ................................................................................................................................ 50 KOSTNADSKALKYL LAGERENHETER FÖR RULLSKRUV ............................................................ 50

BILAGA H ................................................................................................................................ 51 TIDSPLAN ................................................................................................................................ 51

Produktionsoptimering och konceptutveckling av tilter Martin Löfqvist

1

1 Inledning I detta kapitel beskrivs bakgrunden till detta projekt, dess syfte, mål, avgränsningar samt det tillvägagångssätt som nyttjats.

1.1 Bakgrund Sund Birsta AB utvecklar, säljer och installerar separata hanterings- och paketeringsprodukter samt kompletta anläggningar till valsverksindustrin. Företaget med sina cirka 100 heltidsanställda omsätter årligen närmare 600 miljoner kronor. I egen regi hanteras allt från försäljning, projektledning, reservdelsförsäljning, serviceinsatser och om än i mindre omfattning även montering. Ingen egen tillverkning utförs av Sund Birsta AB.

Som en ledande aktör på världsmarknaden säljer Sund Birsta AB årligen cirka 8-10 stycken SUNDCO-anläggningar för trådringshantering, för vilka ett kontinuerligt förbättringsarbete utförs. Varje leverans är ofta en anpassning till den specifika kunden, men det finns två huvudtyper av system; SUNDCO-V och SUNDCO-H. Dessa två anläggningssystem är konstruerade för att antingen hantera vertikala eller horisontella trådringar av valsat stål. I många fall förekommer även kombinationer av dessa system, alltjämt från vertikalt till horisontellt. I dessa fall – samt ibland i endast vertikala anläggningar – krävs vid övergången från vertikalt till horisontellt att trådringen roteras 90 grader. Detta åstadkoms med hjälp av en tilter.

Eftersom de flesta anläggningar som säljs ofta måste kundanpassas har det genom åren förekommit många olika varianter av tilters. Den stora variationen av anpassade tilters kräver ett extraarbete för företagets teknikavdelning. Detta innebär exempelvis nya ritningsunderlag samt produktionsberedningar för de olika varianterna. Detta är varken resurs- eller kostnadseffektivt för Sund Birsta, tillverkare eller slutkund.

1.2 Uppgift Uppgiften är att analysera och utröna huruvida det går att finna en mer produktionseffektiv utformning av tiltern. Arbetet skall resultera i ett ur ingenjörstekniskt perspektiv väl genomarbetat konceptförslag till morgondagens tiltrar. Det slutgiltiga konceptförslaget bör resultera i en modern produkt som svarar för en mer säker, miljömedveten och pålitlig drift.


2

1.3 Mål Vid initieringen av detta projekt sattes följande mål upp:

I en nulägesanalys studera den nuvarande tilterns funktion, utformning och eventuella problem.

Utifrån nulägesanalysen utarbeta en för utvecklingsarbetet relevant kravspecifikation.

Åstadkomma ett konceptförslag som svarar tillfredställande mot kravspecifikationen.

Arbeta vidare med konceptförslaget och utföra enligt ingenjörskonsten väsentliga analyser och val av komponenter.

I en vetenskaplig rapport redovisa det gångna utvecklingsarbetet.

Samtliga mål ansågs mätbara samt realiserbara och användes som riktlinjer i projektet.

1.4 Avgränsningar Det förekommer att tiltern säljs separat, om än i ett mycket fåtal, och i dessa fall skall produkten trots allt installeras i ett tidigare levererat ringhanteringssystem från Sund Birsta AB. Detta medför att tilterns utformning i några aspekter är direkt beroende av övriga komponenter ingående i ringhanteringssystemet.

På grund av detta har redan i ett tidigt stadium avgränsningar gjorts:

Transportören (the wheel conveyor) har i detta arbete valts att lämnas enligt den nuvarande grundkonstruktionen. Denna sitter monterad på tiltern och bygger på samma principkonstruktion som övriga transportörer i hanteringsprocessen. Skulle man förändra grundkonstruktionen i denna skulle detta kräva ett omfattande utvecklingsarbete även med övriga transportörer i systemet.

Av samma anledning och som en följd från tidigare avgränsning kan ej heller palettens utformning förändras. Paletten är det stativ som trådringen är hasplad runt och denna förflyttas med hjälp av transportörerna.

Övriga tidsaspekter som valdes att begränsa projektet:

Vid den stundande konceptgenereringen kommer de konceptlösningar som uppstår att endast beskrivas och skisseras i ett principiellt utkast. Endast det koncept som väljs att arbeta vidare med kommer att gå igenom de för projektarbetet betydelsefulla beräknings- och konstruktionssysslorna.

Vidare att ha i åtanke är att det är ett konceptförslag som detta projekt skall resultera i. Detta innebär således inte slutgiltiga ritningar till en färdig produkt redo för tillverkning.


3

2 Metod Den inledande fasen av arbetet utgjordes av en nulägesanalys av tiltern. Nulägesanalysen var tänkt att skapa en mer objektiv bild av produktens funktion och principiella konstruktion. Information har inkommit via muntliga diskussioner med ansvarig produktledare och konstruktörer samt via analys av befintliga ritningar och 3D-modeller.

Ur nulägesanalysen kunde de mest kritiska krav som tiltern har urskiljas. Dessa låg till grunden för skapandet av en kravspecifikation. Kravspecifikationen innehåller preciserade krav vilka beaktades i utvecklingsarbetet med tiltern.

En konceptgenereringsprocess tog vid för att finna potentiella konceptförslag. De mest intressanta konceptförslagen analyserades och dess för- och nackdelar sammanfattades. Kundkrav definierades utifrån den tidigare utarbetade kravspecifikationen och dessa viktades i en parvis jämförelse för att finna de mest prioriterade kraven för utvecklingsarbetet. Konceptförslagen utvärderades med hjälp av de viktade kundkraven och det vinnande konceptförslaget valdes att arbeta vidare med. En QFD-analys utfördes för att översätta kundkraven till produktegenskaper.

Det valda konceptet präglades av ett typiskt konstruktionsarbete, med val av komponenter och för detta betydande beräkningar. Varje komponent har modellerats fram i programmet Solid Works och vissa utsatta konstruktioner har simulerats i FEM-verktyget Cosmos. För varje val som gjorts har en analytisk diskussion förts.


4

3 Nulägesanalys I detta kapitel görs en nulägesanalys av tiltern samt för övriga aspekter vilka är betydelsefulla för designprocessen.

3.1 Tiltern i dagens utförande Den nuvarande tiltern utgörs av ett antal huvudkomponenter:

Stativet är den komponent som utgör tilterns plattform. Denna är statiskt monterad i ett fundament.

Tiltarmen utgör den dynamiska arm som roterar 90º kring en fix axel. Axeln är lagrad i två stycken på stativet monterade stållagerhus.

Hjulbanan sitter bultad ovanpå tiltarmen och denna krävs för att paletten skall kunna transporteras även på tiltern. En kuggväxelmotor driver transportören.

Styr- och centreringsanordning för palett sitter monterad på tiltarmen. Centreringen består av två armar med kamrullar, vilka styrs med varsin hydraulcylinder. Fyra ytterligare kamrullar utgör styrningen.

Hydraulpaketet utgörs av hydraulcylindrar, -block, -rör och -ventiler.

Figur 3.1 – Exempel på ingående komponenter i dagens tilter.

Styrrulle (4x)

Stativ

Tiltarm

Hjulbana

Palett (ej fullständig på bild)

Lås- och centreringsarmar

Hydraulikpaket


5

3.2 Trådringens allmänna hanteringsprocess Fortfarande glödgande ståltråd kommer direkt från valsverket via en lång transportör (1), avsedd för avkylning. I slutet av transportören samlas tråden upp på en palett, med hjälp av en distributör (2). Tråden – vilken nu är hasplad i form av en vertikal trådring – transporteras vidare på paletten via en hjulbana. I ett nästa steg i en SUNDCO V-anläggning skulle trådringen appliceras i en kompaktor avsedd för vertikalt positionerade trådringar. Kompaktorn komprimerar trådringen till ett mer kompakt format och binder sedan trådringen för att bibehålla den komprimerade formen. Vid kombinationsanläggningar av SUNDCO V/H blir istället nästa steg att med hjälp av tiltern (3) rotera trådringen från vertikalt till horisontellt läge. När trådringen befinner sig i horisontellt läge hämtas denna upp av en hake (4) som förflyttar trådringen till en horisontell hakbana. Trådringen åker i en bana för att till slut komprimeras i en horisontell kompaktor (5) och transporteras vidare för utlastning. I den vertikala anläggningen används tiltern i steget efter komprimeringen för att underlätta utlastningen av trådringen med truck.

Figur 3.2 – Beskrivning av en typisk SUNDCO V/H-anläggning.

1 2

3 4

5


6

3.2.1 Tilterprocessen Tilterns huvudfunktion är att rotera trådringar från vertikalt till horisontellt läge. Trådringarna transporteras från tidigare steg i hanteringsprocessen på vertikala paletter via hjulbanor. Systemet bestående av palett och trådring parkeras på tiltern och i nästkommande steg styrs paletten i centrerad position med hjälp av lås- och centreringsenhetens armar. Då paletten centrerats fortsätter armarna att anbringa en konstant kraft mot paletten. Detta för att säkerställa att inte paletten rullar i sidled under tiltningsförfarandet. När centrering är utförd och fastlåsning säkerställd inleds den 90-gradiga tiltningen. Rotationen utförs med dragkraft från två stycken hydraulcylindrar. Då trådringen befinner sig i horisontellt läge hämtas denna upp i en hakbana i V/H-anläggningar eller med truck i V-anläggningar, och transporteras sedan vidare.

I nästa steg skjuts hydraulcylindrarnas kolv ut och tiltern roteras till det vertikala ursprungsläget. Den nu åter vertikala paletten, utan trådring, släpps fri från låsanordningen och transporteras vidare. Tiltern är nu redo för nästa palett och trådring som skall roteras.

Den fullständiga tiltningsprocessen för att rotera en trådring till horisontellt läge och rotation tillbaka till startläge, har en cykeltid på cirka 60 sekunder. Denna cykel upprepas olika beroende på stålverk, men vid de större anläggningarna med kontinuerlig produktion är antalet tiltningscykler cirka 526 000 per år. Tiden för rotation 90º är i bästa fall 10 sekunder.

Figur 3.3 – Aktivitetsschema för tilter.

3.3 Anledning till variationsvidd Tiltern anpassas idag med anledning av nivåskillnaden mellan de vertikala och horisontella anläggningarna. Beroende av hur höga trådringar som anläggningen producerar krävs att SUNDCO V byggs ned under referensnivån (ursprungliga golvnivån), vilket åstadkoms genom att schakta gropar för systemet. Detta referensmått benämns ”top of wheel” och är måttet från golvplanet till överkant på transportörens hjul, samtidigt som referensmåttet för SUNDCO H benämns ”top of hook” och är måttet från golvplanet till haken i det horisontella systemets upphämtningsstation. Det är skillnaden mellan dessa två referensmått som styr tilterns, för varje projekts, unika utformning.

Vertikal palett transporteras och parkeras på tilter

Palett centreras och fastlåsning säkerställs

Trådringen fångas upp i en hakbana eller av en truck och transporteras vidare.

Tiltning utförs till ändläge (90º)

Återtiltning till ursprungsläge utförs (0º)

Palett släpps fri och transporteras vidare.


7

I dagens läge finns två huvudvarianter av tiltarmar med olika storlek på respektive hävarm, 1100 mm respektive 1720 mm. Genom att justera avståndet mellan vridcentrum och tilterns hjulbana i kombination med att antingen schakta ner tiltern i ytterligare en grop, eller att lyfta upp SUNDCO V-systemet på ett fundament, åstadkoms den önskade höjdskillnaden. När detta avstånd varieras varierar även avståndet som paletten förskjuts in eller ut i det horisontella systemet, detta är dock av sekundär betydelse såvida inte avståndet blir så litet att den horisontella haken inte når trådringen fullständigt utan att interferera med tiltern.

Figur 3.4 – Anläggningsritning för tilter och hakbanestation i ett SUNDCO V/H-system. Mått för ”top of wheel” och ”top of hook” utritade.

3.4 Modularisering Att förändra tilterns konstruktion för varje unikt projekt är inte speciellt kostnadseffektivt och en extra artikelflora för varje projekt tillkommer. För att reducera variansen bör någon typ av modularisering eftersträvas.

Att tillämpa modularisering vid utvecklingsarbetet av en produkt innebär att man noggrant konstruerar produkten i ett antal distinkta byggblock. Byggblocken är konstruerade så att de kan kombineras i en variation av konfigurationer. En modulindelad produkt kan härmed möta upp fler krav i jämförelse med en icke-modulindelad produkt. Med distinkt innebär att varje byggblock skall svara för sina specifika funktioner och gränssnittet mellan de olika byggblocken vara tydligt avgränsade.

Förutom att modularisering öppnar dörrarna för en större produktvarians förenklar det även för eventuellt underhåll och reparation. Är en produkt modulindelad kan utvecklingsarbeten av denna utföras i parallella flöden. Även produktionen kan på ett enklare sätt utföras i parallella processer ty då produkten kan ses som ett antal delprodukter och dessa vid tillverkning vara oberoende av varandra. [Ref. 1]


8

3.5 Tilterns drift idag Tiltern drivs idag med två stycken hydraulcylindrar med vardera 1425 mm långt slag och en cylinderdiameter på 120 mm. Flera meter med bockade hydraulrör sammankopplar hydraulsystemet med proportional- och riktningsventiler via ett hydraulblock. Pumpaggregatet delas med övriga maskiner och är beläget i ett separat hydraulikrum, ofta en bit från tiltern. Kanaler för att sammankoppla tiltern med denna måste schaktas.

För att styra hydrauldriften används fyra givare; två gränslägesgivare för vertikalt och horisontellt läge samt två lågfartsgivare. Centreringsanordningen består också av två hydraulcylindrar, där vardera cylindern har två gränslägesgivare.

Figur 3.5 – Hydraulikpaketet som ingår i dagens tilter.


9

3.5.1 Elektronisk kontra hydraulisk drift Med dagens krav på en miljömedveten värld har intresset för moderna elektromekaniska lösningar inom industrin ökat stort. Generellt sett innebär elektromekaniska lösningar i jämförelse med hydrauliska stora energibesparingar. Detta till stor del på grund av att de elektromekaniska lösningarna förbrukar energi endast när systemet arbetar aktivt. Hydrauliska lösningar förbrukar istället energi kontinuerligt. [Ref. 2]

Servomotorer har en mycket god återkoppling av dess exakta läge eftersom den kontinuerligt samarbetar med ett styrsystem med hjälp av en pulsräknare. Härmed kan dess hastighet och lägeskoordinater läsas av med mycket god precision och servomotorn kan styras för att bibehålla den exakta hastigheten, även under hög belastning. Styrsystemet kan programmeras för att motorn skall köras enligt en önskad hastighetskurva. I dagens tilter är hastighetskurvan i det närmaste linjär. Acceleration och retardation utförs snabbt vilket gör att exempelvis lager och övriga känsliga komponenter chockbelastas pga. den stora masströgheten som skall hanteras. Servomotorn kan önskvärt programmeras att köras liknande en parabelkurva där acceleration och retardation utförs mjukt och kontrollerat. Denna precisa återkoppling gör att det inte krävs några externa gränsläges- eller lågfartsgivare.

Ett typiskt elektromekaniskt system som kan ersätta dagens tilter med hydraulcylindrar kan exempelvis bestå av just en servomotor sammankopplad med en kul- eller rullskruv, kedje- eller kuggdrift.


10

3.6 Belastningsparametrar att beakta För att kunna ha någorlunda verkliga data att delge vid eventuella offertförfrågningar i konceptgenereringen, gjordes redan i detta skede överslagsberäkningar av den nuvarande konstruktionens belastningar.

Den största palett samt trådring som förekommer väger 1100 kg respektive 3000 kg. Dessa massor är utritade i skissen nedan som FP respektive FC, i respektive komponents masscentrum. Trådringen antas homogen och står centrerad tillsammans med palett på transportören. FA är tiltarmens bidrag och uppskattas med ingående komponenter till 2100 kg. Transportören väger 670 kg och är märkt FT

3.6.1 Teoretiskt vridmoment

Figur 3.6 - Friläggning av krafter för tilter med rotationsvinkeln 90º.

Vid tiltning uppträder det maximala vridmomentet då trådringen befinner sig i horisontellt läge. Det totala vridmomentet kommer att bestå av ett statiskt momentbidrag samt ett dynamiskt moment vilket uppstår på grund av acceleration och retardation av tiltern.

Det dynamiska vridmomentet MD kan formuleras enligt:

α⋅= OD IM [E3.1]

där OI är det totala masströghetsmomentet, för alla komponenter som är i rörelse, med avseende på axelcentrum och α är vinkelaccelerationen vid rotation.

Grova överslagsberäkningar för tröghetsmomentet utfördes först separat för de mest betydande komponenterna av belastningen. För komplexa geometrier användes för detta modelleringsprogrammet Solid Works.

FP

FA

z y

FC

O

FT

2350

1800

500 0


11

För att få ett tröghetsmoment med avseende på samma vridaxel O för komponenterna utnyttjades Steiners sats:

=OI 2amICM ⋅+ [E3.2]

där CMI är den enskilda komponentens tröghetsmoment med avseende på masscentrum, m är komponentens massa och a det rätvinkliga avståndet från dess masscentrum till axeln O.

Summerades varje komponents tröghetsmoment erhölls det totala tröghetsmomentet 31440 kgm3. För detaljerade resultat för beräkning av tröghetsmomentet se bilaga A. Både vinkelacceleration och –retardation uppskattades till cirka 0,22 rad/s2. Härmed fås det dynamiska vridmomentet MD till 6917 Nm.

Det statiska momentet MS beräknades med hjälp av verklig data (se figur ovan) och hävstångsregeln enligt:

92000)5,06708,1110035,23000(82,9 ≈⋅+⋅+⋅⋅=SM Nm

Summerades de dynamiska samt statiska momentbidragen erhölls det totala vridmoment som uppstår vid acceleration och retardation till horisontellt läge:

100000≈+= DSTOT MMM Nm

3.6.2 Axiella belastningar På grund av att tiltern ej rör sig axiellt uppstår endast axiella påfrestningar på tiltern vid acceleration och retardation (start och stopp) av paletten vid vertikalt läge.

Enligt Newtons andra lag gäller:

=xF am ⋅ [E3.3]

där m och a är massan respektive acceleration/retardation för systemet palett och trådring.

Både acceleration och retardation är uppskattad till 0,42 m/s2. Används detta tillsammans med palettens och trådringens massa fås den axiella kraften som tiltern utsätts för till:

=xF ≈⋅+ 42,0)11003000( 1722 N

Skulle en kollision mellan tilter och inkommande palett uppstå kommer tiltern att påfrestas i högre grad. Detta fall är dock svårt att kalkylera.


12

3.6.3 Radiella belastningar Den radiella belastning som tilterns lagring utsätts för är teoretiskt hydraulcylindrarnas dragkraft då trådringen befinner sig i horisontellt läge. Med hydraulcylindrarnas diameter på 125 mm samt kolvdiameter på 90 mm fås cylinderns ringarea till cirka 60 cm2. Med 130 bar arbetstryck innebär det 78 kN per hydraulcylinder, dvs. 78 kN belastning per lagring.

3.7 Kravspecifikation En kravspecifikation skapades i slutet av förstudien vilken legat till grund för designprocessen. Kravspecifikationen innehåller även krav och önskemål som inte diskuterats i förstudien. Kravspecifikationen återfinns i bilaga B.


13

4 Koncept Ett antal konceptförslag genererades grundat på tankar och idéer vilka uppkom under förstudien och instuderingsfasen. Fokus har här legat på högst principiella lösningar för rörelsemekanismer och drivanordningar för att åstadkomma tiltning. Nedan presenteras de koncept som ansågs mest lämpliga för den tänkta applikationen.

4.1 Kugghjulsdriven hydraulisk vridcylinder Flertalet av grävmaskiner och traktorgrävare saluförs idag utrustade med tiltfunktion för skopan. Det förekommer att denna tiltning åstadkoms via en kugghjulsdriven hydraulisk vridcylinder. Denna typ av drivanordning konverterar linjär kolvrörelse till axelrotation med hjälp av ett hydraultryck. Detta är en relativt gammal innovation men som bara under de senaste decennierna fått huvudsakliga tillämpningsområden inom industrin.

4.1.1 Principlösning En massiv axel (1), som är bearbetad med en spiralkuggbana, sitter lagrad med tätade lager (2) inuti en cylinderkapsel (3). En kolv (4) som på sin inre diameter är bearbetad med en till axeln matchande kuggbana, kan rotera längs axeln. Kolvens yttre diameter är utformad med en ytterligare kuggbana, men med den omvända riktningen av spiralkuggarna. Kolvens yttre diameter följer i sin tur en matchande kuggbana (5) integrerad i konstruktionens inkapsling.

Då ett hydraultryck (6) åstadkoms på någon sida av kolven, kommer denna att förflyttas i axialled genom kapslingen. Detta förfarande kan liknas vid en hydraulcylinders rörelse. Skillnaden ligger dock i att kuggbanekonstruktionen kommer att ge upphov till att axeln börjar rotera.

För att rotera axeln tillbaka till begynnelseläget skapas ett hydraultryck på motstående sida kolven. [Ref. 2]

Figur 4.1 – Beskrivning av vridcylinderns arbetscykel.

1

2

3

6 4

5


14

4.1.2 Förutsättningar för koncept Vridcylindern har den stora fördelen att inga externt rörliga delar förekommer såsom hydraulcylindrar, länkarmar etc. Detta gör att tiltern skulle bli en mycket enkel och ren produkt om vridcylindern kan tillämpas. Detta skulle också bidra till en säkrare arbetsmiljö med en mer driftsäker maskin, men även en nästintill helt underhållsfri maskin ty lager, kuggbanor etc. hela tiden smörjs i hydrauloljan.

Antingen kan den utgående axeln i vridcylindern väljas att rotera medan cylinderkapslingen hålls stationär, eller omvänt låta axeln vara fix och kapslingen rotera.

Vridcylindern kan åstadkomma en rotation på 180º (±90º). Anpassas övrig konstruktion skulle denna möjlighet kunna nyttjas och enheten skulle kunna tilta trådringar åt två håll i ett hanteringssystem. Detta torde vid större anläggningar vara av intresse, då det skulle öka fördelningen av trådringar i den vidare hanteringsprocessen och härmed sänka ledtider.

Leverantören av vridcylindrar [Ref. 13] offererar en modelltyp som skall klara de vridmoment och belastningar som beräknades i förstudien. Ett problem som uppstår är dock vridcylinderns livslängd. Den vridcylinder som offererats, den största i företagets produktserie, har en livslängd på 100 000 fullt belastade cykler, därefter måste lager och tätningar bytas. Eftersom tilterns cykelfrekvens kan uppgå till cirka 526 000 cykler per år, innebär det att service måste göras cirka 5 gånger per år.

4.1.3 Fördelar och nackdelar Här sammanfattas de fördelar och nackdelar som erfarits för detta konceptförslag.

+ Kompakt design – idealiskt för modulanpassning + Säker – inga externt rörliga delar såsom hydraulcylindrar, länkarmar etc. + Pålitlig – kontinuerlig smörjning av väsentliga komponenter. + Stödjer 180º rotation – möjligheten finns att tilta trådringar åt två håll.

– För komplex konstruktion för att tillverka på egen hand, dvs. en extra

aktör i leverantörskedjan krävs. – Kritiskt låg livslängd – kullager och tätningar behöver bytas redan efter

100 000 fullt belastade cykler. Specialkomponenter som är dyra.


15

4.2 Rullskruvsmekanism med valfri drift I detta koncept omvandlas en roterande rörelse, i motsats till tidigare koncept med vridcylindern, till en translaterande rörelse vilken i sin tur utför tiltningen. Detta åstadkoms via en linjärenhet bestående av rullskruv och motor med växellåda.

4.2.1 Principlösning Konceptet bygger på att den nuvarande tilterns utformning med hävarm återanvänds, men istället för den hydrauliska drivanordningen utformas en linjärenhet bestående av en lagrad rullskruv (1) och motor med växellåda (2). Rullskruvens mutter sitter monterad i en vridstyv linjärvagn (3) med fyra hjul.

För att inte rullskruven skall utsättas för radiella belastningar rullar linjärvagnens hjul i en räls bestående av två U-profiler (4). Utnyttjandet av fyra hjul reducerar eventuella glapp mellan hjul och räls på grund av vinkeln som uppstår mellan de på rad monterade hjulparen.

Figur 4.2 – Beskrivning av linjärenhet för rullskruvskoncept.

Eftersom tilterns hävarm kommer röra sig i höjdled under rotation kopplas hävarmen samman med linjärvagnen via en länkarm som är ledad i båda ändar. Då motorn går i drift kommer vagnen att drivas i horisontellt led och åstadkomma, med hjälp av länkarmen, rotation av trådringen.

1 2

3 4


16

4.2.2 Förutsättningar för koncept Konceptet utnyttjar en linjärenhet bestående av en rullskruv vilken är utformad att denna kan monteras ihop med i princip vilken drift som helst via en växellåda. Här finns möjligheten att utveckla en modern och miljöriktig tilter bestående av en elektromekanisk drift. Skulle dock krav finnas från kund om exempelvis en hydraulisk drift kan istället en hydraulmotor väljas. Oavsett vilken drift som väljs kommer antalet ingående komponenter i tiltern att bli färre med detta koncept vilket också reducerar antalet potentiella felkällor.

På marknaden finns idag rullskruvar som klarar axiella statiska laster på upp till 1000 ton och dynamiska laster på 200 ton, samtidigt som skruvarna kan rotera i höga hastigheter. De rullskruvar som ingår i olika leverantörers standardprogram verkar utan bekymmer klara de belastningar som uppstår vid tiltning. En aspekt som däremot kräver en mer noggrann dimensionering är livslängden, för att denna skall matcha de krav som ställts. Detta koncept anses emellertid ha större potential att leva upp till livslängden än tidigare studerat koncept med vridcylinder.

Tiltern arbetar i en utsatt miljö med damm och glödskal som faller från trådringen. Både rullskruv och hjulbana kommer att vara känsliga för detta och en inkapsling av linjärenheten är härmed ett måste.

Fler och fler produkter i SUNDCO-familjen anpassas idag med elektromekaniska drifter, bland annat med utnyttjande av servomotorer. Skulle även tiltern kunna drivas elektromekaniskt via exempelvis en servomotor, skulle detta, bortsett från de fördelar som erfarits i förstudien, bidra till en mer homogen produktfamilj.


+ Valfri drift – konkurrenskraftigt. + Få ingående komponenter – enkel konstruktion med färre potentiella

felkällor. + Bidrar till en mer homogen produktfamilj med möjligheten till

elektromekanisk drift.

– Rullskruv och hjulbana är känsliga för smuts och yttre påverkan – någon typ av inkapsling av linjärenheten krävs.

– Lösningar med rullskruvar innebär generellt sett en något dyrare tillverkningskostnad.


17

4.3 Kedjedriven vagga Inom stålindustrin där plåtrullar skall hanteras används tilters för att underlätta utlastning med truck. De flesta tilters som säljs inom denna stålindustrisektor bygger på en vaggkonstruktion. Ofta förekommande drift är en motor med kedja som kraftöverföring.

4.3.1 Principlösning En vagga formad likt en halvcirkel är försedd med en kedja sträckt längs cirkelns ytterdiameter. Vaggan vilar på fyra hjul vilka avser att låta denna kunna rotera runt sin mittpunkt. En motor med ett drev är förbunden till kedjan och dessa utgör tillsammans drivanordningen.

Figur 4.2 – Beskrivning av kedjedriven vagga. Tillverkare av modellen i figur är Winkel GmbH. [Ref. 10]

4.3.2 Förutsättningar för koncept Med en kedjedrift får konceptet enkla och billiga komponenter. Kedjedriften har en mycket god verkningsgrad relativt inköpspris på grund av få värme- och friktionsförluster. Likt rullskruvskonceptet skulle även detta koncept kunna anpassas med valfri drift.

Kedjedrifter ställer dock höga krav på smörjning och är även mycket känsliga för yttre påverkan; damm, väta etc. På grund av kedjans utformning i denna applikation är den svår att skydda effektivt från yttre påverkan.

För att kunna utföra hela rotationen måste kedjan sträcka sig över en hel halvcirkel. Konstruktionen blir härmed stor och platskrävande vilket försvårar en kommande modularisering.

Konceptet bygger på att vaggan måste ligga löst i sin avsedda guidebana. Konstruktionskomplexitet uppstår härmed för att säkerställa att vaggan inte rör på sig vid en eventuell kollision med exempelvis truck eller palett. Vad som också gör konstruktionen besvärlig är att kedjan behöver spännas allteftersom denna slits.


18


+ Enkla och billiga komponenter. + Kedjedriften har god verkningsgrad relativt inköpspris. + Få ingående komponenter – färre felkällor.

– Kedjan svår att skydda effektivt från yttre påverkan. – Stor och platskrävande konstruktion – försvårar modularisering. – Känslig konstruktion – vaggan måste ligga ”löst” mot hjulen.


19

5 Konceptevaluering Bortsett från den huvudsakliga funktionen skiljer sig de olika tilterkoncepten något åt. De olika tekniska lösningarna för med sig skiljaktigheter beträffande; tillverkningskostnad, konstruktionskomplexitet, dimensioner, antalet ingående detaljer, tillförlitlighet, driftsäkerhet etc.

För att erhålla relevans i bedömningen av vilket koncept som skulle arbetas vidare med utfördes en konceptevaluering. Denna bestod i ett första steg att överföra krav från kravspecifikationen till ett antal mer allmänt definierade kundkrav. Alla dessa jämfördes parvis med varandra för att sedan resultera i en viktad lista med krav/önskemål, vilka ansågs mer eller mindre relevanta för att lyckas med utvecklingsarbetet.

Listan med de viktade kundkraven användes sedan i en utvecklingsmatris för att jämföra de olika koncepten. I denna del viktades koncepten i förhållande till varandra utefter hur bra de uppfyllde kundkraven.

5.1 Parvis jämförelse Nedan presenteras resultatet från den i par utförda jämförelsen. Den viktade skalan går mellan 0 och 5, där 5 är det högsta värdet vilket innebär högst relevans för en lyckad produkt och 0 lägst relevans. Beräkningsmatrisen för den parvis utförda jämförelsen finns bifogad i bilaga C.

Kundkrav Vikt

Erbjuder hög driftsäkerhet 5

Bidrar till säkrare arbetsmiljö 5

Medvetandegör risker vid användning 5

Underlättar moduladaptering 4

Erbjuder lång livslängd 4

Maximerar energieffektivitet 3

Underlättar tillverkning 2

Förenklar underhållning 2

Minimerar tillverkningskostnad 2

God miljömedvetenhet (vid frakt, tillverkning etc.) 2

Underlättar montering 1

Erbjuder kort cykeltid 0

Tabell 5.1 – Viktade kundkrav för parvis jämförelse.


20

5.2 QFD-analys (Quality Function Deployment) För att finna produktegenskaper som uppfyller kundkraven utfördes en QFD-analys. Genom att identifiera viktiga produktegenskaper kan man undvika att i det fortsatta utvecklingsarbetet ödsla tid på egenskaper som inte anses viktiga i samma utsträckning.

Nedan beskrivs de produktegenskaper som valdes:

Låg tillverknings-kostnad

En låg tillverkningskostnad innebär möjligheten att erbjuda kunderna ett lägre pris, dvs. konkurrensfördelaktigt.

Liten storlek En liten storlek har fördelar vid modulanpassning med övriga komponenter. Underlättar även tillverkning och montering.

Låg vikt Håller nere tillverkningskostnaden då material ofta betalas per kilogram. Låg vikt är positivt vid frakt och montering.

Hög verkningsgrad Energiförbrukning och produktivitet per utfört arbete. Här finns mycket pengar att spara för stålverken.

Lång livslängd Den tid som produkten kan vara produktiv innan väsentliga komponenter uppvisar slitage.

Material Materialkostnader varierar mycket och även bearbetningsmetoder för olika material.

Enkel konstruktion En enkel konstruktion med få ingående detaljer bidrar till färre felkällor. En komplex konstruktion ökar tillverkningskostnaden.

Säker En driftsäker maskin innebär en längre livslängd och en säker maskin en tryggare arbetsmiljö.

Snabb En snabb maskin med kort cykeltid kan bidra till en ökad produktivitet för stålverket, dvs. konkurrensfördelaktigt.


21

Kundkraven analyserades enskilt för att finna relationer mellan dessa och produktegenskaperna. De samband som har en stark relation får värdet 9 i QFD-matrisen, de sambanden med något svagare relation värdet 3 och de med en svag relation värdet 1.

Tabell 5.2 – QFD-matris, utvärdering av produktegenskaper.

Tolkas resultatet från QFD-matrisen skall utvecklingsarbetet med det koncept som väljs prioriteras med produktegenskaperna; ”enkel konstruktion”, ”lång livslängd”, ”säker”, ”liten storlek”, ”låg vikt” och ”hög verkningsgrad”. [Ref. 4]


22

5.3 Val av koncept För att underlätta valet av koncept att arbeta vidare med utfördes en utvärderingsmatris baserad på de viktade kundkraven. Varje koncept viktas separat för vardera kundkrav. Även denna viktning består av en fallande skala från 5 till 1, där 5 är det högsta värdet, vilket innebär att konceptet uppfyller kundkravet på bästa sätt. Kundkravets och konceptets individuella viktning multipliceras sedan och varje viktning summeras till ett slutpoäng.

Koncept

Hydraulisk vridcylinder

Rullskruvs-mekanism

Kedjedriven vagga

Kundkrav Vikt Värde

Erbjuder hög driftsäkerhet 5 4 4 3

Bidrar till säkrare arbetsmiljö 5 4 3 2

Medvetandegör risker vid användning 5 2 3 3

Underlättar moduladaptering 4 5 4 2

Erbjuder lång livslängd 4 2 4 4

Maximerar energieffektivitet 3 1 5 3

Underlättar tillverkning 2 3 3 4

Förenklar underhållning 2 2 4 2

Minimerar tillverkningskostnad 2 4 3 4 God miljömedvetenhet (frakt, tillverkning etc.) 2 2 3 4

Underlättar montering 1 4 4 3

Erbjuder kort cykeltid 0 - - -

Summa 107 127 104

Tabell 5.3 – Utvärderingsmatris för konceptevaluering.

Utvärderingen visar på att den elektromekaniska lösningen med rullskruvmekanism är det koncept som bäst uppfyller de uppsatta kraven för utvecklingsarbetet. Eftersom viktningen av kraven utfördes till stor del med sunt förnuft kan denna utvärdering inte anses hundraprocentigt rättvis. I en objektiv studie skulle denna konceptevaluering utföras med medverkan från slutkunder och leverantörer. Grundat på de tidigare fördelar som erfarits och denna utvärdering valdes dock att fortsätta utvecklingsarbetet beträffande konceptet med rullskruv.


23

6 Konstruktion Detta kapitel redovisar det konstruktionsarbete som genomförts med rullskruvskonceptet. Kapitlet presenteras i den ordningsföljd som arbetet fortlöpt. Konceptet valdes att anpassas med en elektronisk drift.

6.1 Design för en reducerad varians För att lösa problemet med den stora variansflora som uppstår med dagens tilters anpassades i detta koncept tiltarmen för att kunna justera höjdskillnaden utifrån endast en variabel. Denna variabel kan styras utan att ändra tiltarmens design. För att kunna täcka in en större vidd varianser bestämdes att tiltarmen fortfarande borde konstrueras i två versioner för att vara ekonomiskt försvarbart beträffande materialåtgång.

Genom att låta vertikala måttet från vridcentrum till transportörens hjul vara bestämt kan istället en adapterplatta skruvas fast i den position som representerar höjdskillnaden. Eftersom ”top of wheel” kan variera från olika anläggningar och tilterns höjd alltid är densamma kan det förekomma att tiltern måste schaktas ner för att matcha ”top of wheel”.

6.1.1 Utformning av tiltarm För att erhålla en styv och hållfast tiltarm som klarar de belastningar som denna kommer att utsättas för konstruerades denna likt en låda utifrån en stomme av 15 mm och resten med 8 mm. Alla plåtarna skärs ut med tappar för att underlätta tillverkningen.

För att hålla nere vikten återanvändes idén med två axeltappar istället för en genomgående axel. Det robusta röret hjälper till att styra plåtarna i rätt läge vid tillverkning. Axeltapparna reducerades till en diameter på 140 mm. Axlarna säkerhetssvetsas fast i röret efter det att de har greppassats likt ett krympförband där axeltappen kyls för att kunna monteras. Tiltarmens vikt halverades i jämförelse med dagens tiltarmskonstruktion.

Figur 6.1 – Koncepttilterns tiltarm med infälld tvärsnittsbild av infästningen för

en axeltapp.


24

6.1.1.1 FEM-analys för tiltarm Tiltarmen analyserades i FEM-verktyget Cosmos. En last på 6 ton fördelades över samma yta som adapterplattan breder ut sig på. Resultatet visar på en maximal effektivspänning på 60 N/mm2 och en maximal utböjning på cirka 2,2 mm. Sträckgränsen för SS-2172-konstruktionsstål, vilket används i konstruktionen är 310 N/mm2. Härmed visar FEM-analysen på goda resultat. Se bilaga D för bild över spänningsfördelningen och utböjningen av tiltarmen.

6.1.1.2 Greppassning och fastsvetsning av axeltappar Eftersom FEM-analysen inte visar på de spänningar som kommer att uppstå vid passningen av axeltapparna beräknas detta fall för hand.

De spänningar som kommer att uppstå vid det erforderliga greppet för att klara av ett vridmoment på M = 46 kNm (Bilaga E) per axeltapp beräknas nedan.

Det tryck pg som krävs mellan axel och bussning beräknas först enligt

lr

Mpy

g ⋅⋅⋅=

μπ 22 [E6.1]

där ry är axeltappens radie, l är angreppslängden samt µ friktionskoefficienten mellan ytorna.

Med l = 240 mm, ry = 70 mm samt µ = 0,18 för stål mot stål i vila [Ref. 6] fås pg = 34,6 N/mm2.

Jämviktsekvation i tangentiell led ger:

0 )(22 =⋅−⋅⋅−⋅⋅⋅ lRRrlp iyyg ϕσ [E6.2]

där Ry och Ri är rörets yttre respektive inre radie samt ϕσ är spänningen i tangentiellt led. Röret som används har måtten Ry = 87,5 mm och Ri = ry = 70 mm. Löses den tangentiella spänningen ut fås med insatta värden ϕσ = 138,4 N/mm2.

Sträckgränsen – dvs. den högsta spänning som materialet kan utsättas för utan att deformeras plastiskt – för SS-2172-konstruktionsstål ligger runt 310 N/mm2. Spänningarna i röret och axeltapparna ligger med god marginal från detta värde.

Med elasticitetsmodulen E = 210 kN/mm2 för SS-2172-röret fås töjningen i röret till ϕε = 0,00065 enligt:

Eϕ

ϕ

σε = [E6.3]


25

Den radiella förskjutningen u, dvs. detsamma som det erforderliga greppet rΔ som krävs för att hålla momentet M, blir härmed

mmRrRru iyi 046,0=⋅=−=Δ= ϕε [E6.4]

Eftersom axeltapparnas yttre rand även skall svetsas fast i bussningen kan dock ett lägre passningsgrepp väljas och spänningarna i rör och axel kommer härmed också att bli lägre än de ovan beräknade. [Ref. 5]

6.1.2 Utformning av adapterenhet med styr- och centreringsanordning Styr- och centreringsanordningen har valts att integreras med adapterenheten. I ett parallellt utvecklingsarbete med detta examensarbete har en ny variant av centreringsenhet tagits fram. Denna anordning har valts att användas i denna applikation men har anpassats med en elektronisk drift.

Adapterenheten har utformats med 15 mm bockad plåt med undantag för stativet för centreringsanordningen som består av två stycken över varandra bockade 5 mm plåtar.

Figur 6.2 – Koncepttilterns adapterenhet med styr- och centreringsanordning samt transportör.

6.1.2.1 Anpassning av centreringsenhet för elektronisk drift Den centreringsanordning som utvecklats parallellt med detta projekt drivs med en hydraulisk cylinder. För att få en komplett elektromekanisk drift av tiltern valdes centreringsanordningen att anpassas med ett elektroniskt ställdon.

Den erforderliga kraft som krävs för ställdonet jämfördes direkt med den kraft som hydraulcylindern kan åstadkomma. Med cylinderdiametern 40 mm kan hydraulcylindern utveckla den tryckande kraften 16,3 kN vid hydraultrycket 130 bar.


26

Det elektroniska ställdonet, ”Vario 1E”, som valdes kommer från Mekanex [Ref. 7] och har en tryck- och dragkraft på 15 kN samt en slaghastighet på 50 mm/s. Donets robusta design är speciellt framtagen för tuffa miljöer. Även fast donet är något mer skrymmande än hydraulcylindern, dess kraft är något lägre än vad hydraulcylindern kan utveckla samt att viss modifikation krävs av centreringens konstruktion anses den fungera bra i den tänkta applikationen.

Ställdonet har inbyggda givare för två ändlägen och ett mellanläge. Detta innebär att inga externa givare krävs såsom i dagens lösning.

Figur 6.3 – Centreringsenhet, med valt elektroniskt ställdon, i minimalt samt

maximalt 125 mm slag.

6.1.3 Utformning av länkarm Eftersom tiltarmens hävarm kommer att rotera kring vridcentrum kommer denna ha en cirkulär rörelsebana. Då rullskruvskonceptet bygger på en linjär rörelse krävs en länkarm mellan hävarm och infästningen i rullskruvens linjärvagn.

För att åstadkomma ett lägsta höjdmått med den hävarm som valts krävdes att länkarmen utformades enligt 2-1-princip för att inte interferera med linjärenheten under tiltning.


27

Figur 6.4 – Koncepttilterns länkarm.

6.1.2.1 FEM-analys för länkarm Länkarmen utsattes för en ansenligt överdriven last på 20 ton i samma riktningar som kraften kommer att uppträda vid horisontellt läge av trådringen. Resultatet visar på en medelspänning kring 100 N/mm2. I något hörn sticker spänningen iväg, men detta anses inte vara av vikt för konstruktionen. Utböjningen träder som mest fram vid infästningsöronen för linjärvagnen. Denna utböjning kommer dock att vara orimlig när länkarmen är monterad på linjärvagnen. FEM-analysen anses härmed visa på goda resultat. Se bilaga E för bild över spänningsfördelningen och utböjningen av länkarmen.

6.1.3 Belastningsanalys När massa, tyngdpunkt etc. var känd på de delar som bidrar till belastningen och därmed dimensioneringen av ingående komponenter, skrevs en beräkningsrutin som visar hur momentet kommer att variera i förhållande till rotationsvinkeln under tiltningen. Resultat finns redovisat i bilaga F.


28

6.2 Utformning av linjärenhet Linjärenheten utgör den lagrade rullskruven tillsammans med linjärvagn, rullbana samt motor med växel. Linjärenheten styrs i rätt position på stativet med hjälp av på stativet monterade styrpinnar och skruvas sedan fast med M16-bultar.

Figur 6.5 – Linjärenhet utan teleskopskydd.

6.2.1 Val av rullskruv För att kunna göra en god dimensionering av rullskruven så att denna klarar av de belastningar som den kommer att utsättas för samt att leva upp till kravet på livslängd krävs en analys av den tänkta konstruktionen.

6.2.1.1 Beräkning av den maximala statiskt axiella lasten Rullskruvar skall i första hand alltid väljas utifrån den statiskt axiella belastning Coa som den specifika skruven klarar av. För att dimensionera rätt beräknas den teoretiskt maximala axiella lasten Co fram och multipliceras med en säkerhetsfaktor So. Värdet på produkten skall ej överstiga det listade värdet på Coa. Säkerhetsfaktorn So varierar beroende på användningsområde. För att gardera konstruktionen väljs en sexfaldig säkerhetsfaktor.

Enligt beräkningar i bilaga E erhölls den maximala statiska belastningen då tiltern står i horisontellt läge. Det horisontala kraftbidraget är detsamma som den axiella lasten på rullskruven och är härmed Co = 117 kN. Produkten Co·So med säkerhetsfaktorn So = 6 ger resultatet Coa = 702 kN.

6.2.1.2 Beräkning av den teoretiska livslängden Med tiltarmens utformning krävs en gänglängd på kulskruven på cirka 1450 mm. Antas en kontinuerlig produktion med 526 000 tiltningscykler per år innebär det 1 052 000 slag för rullskruven, dvs. 152,5 mil per år.

En skruvs teoretiska livslängd L10 i antalet miljoner varv beräknas med hjälp av listvärdet för det dynamiskt axiella belastningen Ca för den specifika skruven samt den kubiska medelbelastningen FM under ett slag enligt:


29

3

10 ⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=

M

a

FC

L [E6.5]

där den kubiska medelbelastningen FM beräknas enligt FM = (FMIN + 2 · FMAX ) / 3 då belastningsvariationen kan approximeras ske linjärt. FMIN och FMAX är den minsta respektive största lasten som skruven utsätts för under ett slag.

I bilaga D konstaterades att när tiltern passerar sitt jämviktsläge kommer belastningen på skruven att momentant vara noll, dvs. FMIN = 0. I bilaga E beräknades även den totala horisontala belastningen, Fz = 125 kN, vilket är densamma som FMAX. Med givna värden för FMIN och FMAX fås den kubiska medelbelastningen FM = 83,3 kN

För skruven HRF75x15 från SKF uppges följande data:

Yttre gängdiameter, d1: 75 mm Inre gängdiameter, d2: 73,1 mm Stigning, ph: 15 mm Dynamisk belastning, Ca: 771 kN Statisk belastning, Coa: 1855 kN

Med ekvation [E6.5] och numera kända värden för Ca och FM fås den teoretiska livslängden till cirka 793 miljoner varv. Med en stigning ph = 15 mm innebär det cirka 1190 mil, vilket ligger över det uppsatta kravet för livslängden. Skruven klarar den statiska belastningen mer än väl. [Ref. 8, 14]

Figur 6.6 – Rullskruvsmutter av den valda typen SKF HRF75x15.

6.2.1.3 Val av lagerenheter för rullskruv Rullskruven har valts att lagras som fast inspänd närmast driften och endast stödjande i andra änden. Med dagens pris på lagerenheter från SKF finns två synsätt på valet av den fast inspända lagringen. Två modeller av lagerenheter kan matcha den valda skruven och den belastning som uppkommer. Modellen FLRBU7 har ett dynamiskt värde Ca = 305,3 kN och FLRBU8 ett värde på Ca = 473,1 kN, vilket innebär en stor skillnad i livslängd. Härigenom skiljer sig också priset kraftigt. Antingen kan den billigare lagringen väljas och denna måste


30

enligt teorin bytas cirka två gånger per år eller väljs den dyrare modellen och byte måste ske cirka en gång vartannat år, dvs. fortfarande tidigare än vad rullskruven behöver bytas. Kostnadskalkyl finns bifogad i bilaga G. [Ref. 8]

I denna konceptkonstruktion har lagringen FLRBU7 valts, även om denna måste bytas mer frekvent. I andra änden av rullskruven har lagringen med modellnamnet BUF63 valts som stödjande lagring.

6.2.1.4 Kontroll av skruvens knäck- och draghållfasthet För att säkerställa att inte skruven deformeras pga. de tryck- och dragbelastningar som denna kommer att utsättas för, är det nödvändigt att utföra en kontroll för detta.

Enligt Eulers tredje knäckningsfall där skruven är fast inspänd i ena änden och länklagrad i den andra fås uttrycket för knäckkraften FK med en trefaldig säkerhetsfaktor enligt:

3105,2

2

2

⋅⋅⋅

=l

EIFKπ [E6.6]

där E är elasticitetsmodulen, I är skruvens tröghetsmoment och l är längden mellan de två lagringarnas ytor. Skruvens tröghetsmoment I uttrycks enligt

4264

dI π= [E6.7]

där d2 är skruvens inre gängdiameter.

Ekvation [E6.6] och [E6.7] tillsammans med E = 206 kN/mm2 , l = 1900 mm samt d2

= 73,1 mm ger den tillåtna axiella lasten för skruven, med en trefaldig säkerhetsfaktor, till:

kNl

dEFK 540

31

6405,2

2

42

3

=⋅⋅

⋅⋅⋅=

π [E6.8]

Den dragkraft FD som får verka på skruven utan att skruven börjar deformera plastiskt uttrycks:

222,0 4

dFDπσ= [E6.9]

där 2,0σ = 550 MPa är skruvens sträckgräns (42-CrMo4). Med insatta värden och med en trefaldig säkerhetsfaktor fås den maximalt tillåtna dragkraften FD till 770 kN. [Ref. 6, 8]

Härmed kan konstateras att varken när skruven utsätts för tryck- eller dragkraft kommer den att ligga i närheten av den kritiska gränsen för deformation.


31

6.2.1.5 Skruvens erforderliga och kritiska rotationshastighet Den rotationshastighet som krävs på skruven beräknas för att kunna dimensionera motor och växel.

För att klara av ett slag på 1,45 meter inom 10 sekunder krävs, med en 15 mm

stigning, rotationshastigheten =⋅⋅

= 601510

145n 580 vpm.

Den kritiska rotationshastigheten för en skruv lagrad som i tilterapplikationen beräknas uttryckt med inre diametern d2 och längden l = 1900 mm mellan lagringarnas ytor enligt:

225101862

ldnc ⋅= [E6.10]

Med insatta värden fås den kritiska rotationshastigheten nc = 3770 vpm, vilket ligger långt över den faktiska rotationshastigheten som krävs. Detta innebär att det är fullt möjligt att sänka cykeltiden om man skulle vilja. [Ref. 8]

6.2.2 Utformning av linjärvagn För att inte skruven skall utsättas för radiella krafter under tiltningen utformades en linjärvagn som tillsammans med den tillhörande rälsen istället tar upp dessa belastningar. Vagnen konstruerades med fyra hjul för att dryga ut belastningarna samt det eventuella glapp som kan uppstå mellan hjul och räls. Rullskruven är monterad med dess fläns i riktning mot den högsta last som den utsätts för.

Figur 6.7 – Linjärvagn med rullskruvens mutter monterad.


32

6.2.2.1 Val av hjul för linjärvagn Enligt beräkningar i bilaga D kommer den maximala vertikala belastningen som vagnen utsätts för vara cirka 16 kN. Denna last fördelas över fyra hjul, dvs. FR = 4 kN.

För uppgiften valdes kombinationshjulen med modellnummer 4.063 från Winkel GmbH. Dessa hjul har en maximalt tillåten radiell last FRMAX = 54,02 kN vilket innebär en mycket god säkerhetsmarginal i denna applikation. Hjulen tar även upp eventuella axiella laster.

Figur 6.8 – Valt hjul för linjärvagn, Winkel kombinationshjul.

Hjulen levereras med tillhörande guidebanor vilka ej är härdade. För att undvika förslitningar i dessa får spänningen mellan profil och hjul maximalt uppgå till 860 N/mm2. För valt hjul med diametern 149 mm och bredden 37 mm kommer det inte i närheten av denna gräns. [Ref. 10]

6.2.3 Val av växellåda och motor För att åstadkomma en drivenhet med optimala driftförhållanden valdes att komplettera en servomotordrift med en växellåda. Med kända värden på den axiella kraft som rullskruven måste utveckla för att kunna utföra tiltning enligt uppsatta krav, kan det moment som krävs beräknas enligt:

ηπ ⋅⋅⋅

=2000

hMAX pFT [E6.12]

där FMAX är den maximala axiella belastningen på rullskruven vid acceleration/retardation av systemet, ph är rullskruvens stigning och η är rullskruvens verkningsgrad. Med sedan tidigare kända data enligt FMAX = 125 kN, ph = 15 mm samt verkningsgraden η = 0,9 fås det erforderliga momentet T till cirka 330 Nm.

I praktiken kommer även friktionen mellan rullskruv och mutter samt friktion från lagerenheterna att bidra till det erforderliga momentet. Dessa bidrag anses dock små i jämförelse med FMAX att motorns dimensionering istället antas klara av dessa tillskott.


33

Med numera kända värden för varvtal n = 580 vpm samt vridmomentet T = 330 Nm valdes i samråd med Siemens växellåds- och driftexpertis en rak växellåda från Flender och en synkronservomotor från Siemens.

Nedan finns data för vald motor och kuggväxellåda:

Figur 6.9 – Vald servomotor från Siemens.

Figur 6.10 – Vald kuggväxel från Flender.

· Modellnamn: 1FT7105 · Motorvarvtal: 3000 vpm · Moment: 50 Nm · Maximalt moment: 200 Nm · Effekt: 8,80 kW

· Modellnamn: 2KJ1304 · Utväxling: 5,82 · Maximalt moment på ingående axel: 61 Nm

Denna kombination av motor och växellåda tycks passa bra till den tänka applikationen. Varvtalet ligger något under det beräknade pga. växellådans utväxling. Dock anses servomotorns goda styrningsegenskaper här kunna utnyttjas då återtiltning sker utan trådring och återtiltningen kan väljas att ske på en bråkdel av tiden för tiltning med trådring. Servomotorn är byggd för att kunna överbelastas så länge inte överhettning förekommer. [Ref. 11, 12, 15]

6.2.4 Teleskopskydd för linjärenhet Eftersom tiltern brukas i en tämligen utsatt miljö med glödskal som faller ned från trådringen bör linjärenheten skyddas. Två stycken teleskopskydd appliceras på varsin sida av linjärvagnen, vilka fälls ut och ihop tillsammans med linjärvagnens rörelse. Skyddet har en form av ett hus så att glödskalen faller av linjärenheten av sig själv.


34

6.3 Utformning av stativ med lagerhus Stativet har konstruerats med en plåtplattform med tjockleken 30 mm. Tjockleken kan tyckas väl tilltagen men detta för att undvika att inte stativet välver under frakt eftersom konstruktion inte har några stödjande reglar. Den tjocka plåten är också gynnsamt för att få en längre gänglängd vid montering av linjärenheten.

Plåtens kontur och gänghål samt hål för styrpinnar till linjärenheten laserskärs. Hålen för styrpinnarna brotschas sedan till rätt tolerans. Plåtens ytjämnhet anses vara tillräckligt fin för att ingen bearbetning krävs för anläggningsytorna mellan linjärenhet och stativ.

Figur 6.11 – Stativ med infälld styrpinne för styrning av linjärenhet.

6.3.1 Utformning av lagerhus för tiltarm Lagringen av tiltarmens axeltappar åstadkoms via egenkonstruerade lagerhus avsedda för glidlager. Glidlager är kända för att klara höga belastningar och kräver ett litet inbyggnadsmått, dvs. idealiskt för denna applikation.

För att försäkra att lagerhuset inte rör på sig vid höga belastningar valdes att utforma dessa enligt figur nedan.

Det undre lagerhusblocket svetsas fixt till en plan bearbetad yta på stativet. Överfallet är utformat med integrerade kilar passande i det undre blocket, vilka fungerar som stoppklackar för att ta upp krafter i horisontalled. På detta vis krävs inget handpåläggande som i nuvarande tilter där stoppklackar svetsas fast separat efter montage.

Eftersom axeln sitter krympt och fastsvetsad i tiltarmen krävs en bussning som lagringen sker i. Det är denna bussning som låses fast i lagerhuset med hjälp av överfallet och fyra stycken M20-bultar.


35

Figur 6.12 – Sprängskiss över lagerhus

6.3.2 Val av glidlager för tiltarm Den maximala radiella belastningen på lagren är teoretiskt den maximala kraft som kulskruven verkar på tiltarmen med, för att åstadkomma tiltning. För att få så stor kontaktyta som möjligt och därmed hålla nere belastningen väljs två glidlager per lagerhus.

Med en totallast på 125 kN fås en radiell last på cirka FR = 32 kN per lager. Det glidlager som valdes är ett bronsglidlager från Johnson Metall AB och har bredden l = 50 mm samt innerdiametern d = 100 mm. Med dessa data fås det specifika lagertrycket till:

4,610050

32000=

⋅=

⋅=

dlFp R

l N/mm2 [E6.13]

Antas en kontinuerlig drift samt en tiltcykel på 5 sekunder får vi varvtalet n = 3 varv/minut (ty endast 90º per cykel) och härmed glidhastigheten:

smdnv / 016,010601003

1060 33 =⋅⋅⋅

=⋅⋅⋅

=ππ [E6.14]

I verkligheten kommer lagret att köras i en intermittent drift och lagren kommer i avbrotten att få vila. Med ett dylikt driftförhållande och med låga glidhastigheter utlovar tillverkaren en tillåten bärighet på upp till 45 N/mm2 för valt glidlager. Härmed anses det valda glidlagret prestera väl i denna tillämpning. [Ref. 8]

Figur 6.13 – Valt lager för lagerhus; Johnson flänsglidlager i brons.

Överfall

Axeltapp

Glidlager (x2) Lagerbussning

Undre lagerhusblock

M20-bult (x4)


36

7 Sammanställning av konceptkonstruktion Konceptkonstruktionen består av fyra huvudmoduler, vardera med sin specifika funktion; linjärenheten, stativet, tiltarmen med tillhörande länkarm samt adapterenheten med tillhörande styr- och centreringsanordning och transportör. De fyra modulerna sattes samman i en gemensam sammanställning. Sammanställningen utgör den kompletta konceptkonstruktionen.

Figur 7.1 – Sammanställning av den färdiga konceptkonstruktionen med palett.


37

8 Diskussion Här kommenteras parametrar beträffande säkerhet och livslängd – två produktegenskaper som enligt QFD-analysen ansågs viktiga för detta utvecklingsarbete. Kapitlet avslutas med allmänna slutsatser.

8.1 Säkerhetsåtgärder för nödstopp och strömavbrott Det utfärdade konceptförslaget har brister vad gäller säkerheten vid ett eventuellt nödstopp eller strömavbrott. I något av nämnda scenarier skall tiltern direkt spärras från rotation.

Den servomotor som valdes är förberedd att förses med en mekanisk fjäderbroms utvecklad speciellt för nödstopp. Inbromsning med denna vid nödstopp sker kontrollerat enligt godkända industriella certifieringar. Tiltern bör även förses med mekaniska stopp i ändlägena liknande dagens tilter.

8.2 Livslängd och servodrift som diagnostikverktyg I jämförelse med dagens hydrauliska lösning kommer kostnaden för ingående komponenter i konceptförslaget att ligga något högre. Enligt teorin har rullskruvsanordningen med lagerenheter en specifik livslängd medan den hydrauliska lösningen i nuvarande tilter i bästa fall kräver en renovering med exempelvis nya tätningar. Detta skulle alltså innebära en större rörlig kostnad.

Uppmärksammas bör att den livslängd som kalkylerats fram bygger på lika belastade slag för rullskruven. I praktiken kommer återtiltningen vara mycket lägre belastad än för det dimensionerade fallet eftersom ingen trådring är lastad. Förses också konstruktionen med mekaniska stopp kommer den beräknade livslängden att alltmindre stämma. Med leverantörens egna dimensioneringsfaktorer och synpunkterna enligt ovan kan med all säkerhet tiltern köras långt över den beräknade livslängden innan komponenter behöver bytas ut.

När en servomotor används kan denna även nyttjas som ett diagnostikverktyg för att hålla ständig uppdaterad övervakning av slitage på tiltern. Skulle nötning eller haveri av exempelvis ett lager, rullskruv eller axel uppstå känner servomotorn av detta då den måste öka det drivande momentet. Servomotorn jämför det förhöjda momentet, med registrerad information från det normala fallet, och varnar.

8.3 Driftsäkerhet Koncepttiltern är i jämförelse med dagens hydrauliska tilter mycket ren och enkel. Genom införandet av den elektromekaniska driften har en reducering av totalt åtta givare kunnat åstadkommas. Detta innebär en stor minskning av antalet potentiella felkällor. En givare som av någon anledning har hamnat i fel läge eller slutat att fungera kan innebära stora kostnader för valsverket då hela produktionen blir stillastående. Varje givare behöver sin egen dragna ledning


38

och dessa bör också anses som potentiella felkällor. Det kan ta lång tid att finna den givare som ej fungerar eller ledning som glappar eller nötts av.

Vid igångkörning av nya anläggningar där tiltern ingår utförs såkallad utcheckning. Varje komponent måste testas och kalibreras exakt. Detta innebär långa ställtider innan tiltern är redo för testkörning. Koncepttilterns servo levereras förprogrammerad för det arbete som skall åstadkommas. Varje modul; linjärenheten, stativet, tiltarmen samt adapterenheten har alla sin egen specifika funktion och skall endast monteras samman vid anläggningen för att sedan vara redo att tas i drift, dvs. en mycket kort tid för installation och igångkörning.

8.4 Slutsats Det utarbetade konceptförslaget uppfyller de krav som definierats i kravspecifikationen. Detaljkonstrueras konceptet skulle det med all säkerhet fungera i en verklig applikation, utan att anpassa omkringliggande komponenter.

Svårt är att approximera koncepttilterns tillverkningskostnad och jämföra denna med det uppsatta kravet. Dock uppfattas de ingående komponenterna generellt som dyrare än hydrauliska lösningar. Å andra sidan försvinner många andra tillverkningstekniska kostnader samt ständiga utgifter för handpåläggning för varje unikt projekt, samtidigt som mervärden i detta koncept skapas som ej går att finna i dagens konstruktion.

Parallellt med det arbete som utförts har en ständig analytisk diskussion förts. Examensarbetet anses ha ett resultat som lever väl upp till uppgiftsformuleringen samt de mål som sattes på projektet vid initiering.


39

Referenser Skriftliga referenser

[1] Erixon, Gunnar: ”Modulindela produkter – halverade ledtider och offensiv marknadsorientering” (1994) ISBN: 9175483211

[2] NyTeknik, ”Tryckluft och hydraulik slukar energi” (Hämtad: 20080626) Adress: http://www.nyteknik.se/

[3] Helac, produktkatalog för vridcylindrar (Hämtad: 20080618) Adress: http://www.helac.com

[4] Bergman, Bo: ”Kvalitet från behov till användning” (2007) ISBN: 9789144044163

[5] Olsson, Karl-Olof: ”Maskinelement” (2006) ISBN: 9789147052738

[6] Björk, Karl: ”Formler och tabeller för mekanisk konstruktion” ISBN: 9147052252

[7] Mekanex, produktkatalog för elektriska ställdon (Hämtad: 20081014) Webbadress: http://www.mekanex.se/

[8] SKF, produktkatalog för rullskruvar (Hämtad: 20080811) Webbadress: http://www.linearmotion.skf.com/

[9] Johnson Metall AB, produktkatalog för glidlager Webbadress: http://www.johnson-metall.com/

[10] Winkel GmbH, produktkatalog för kombinationshjul samt coil-tilters Webbadress: http://www.winkel.de/

[11] Flender, produktkatalog för Motox-växellådor (Hämtad: 20081103) Webbadress: http://www.flender.com

[12] Siemens Automation, produktkatalog för servomotorer Webbadress: http://www.automation.siemens.com/

Muntliga referenser [13] Koval, Marty, teknisk chef, Helac (E-korrespondens)

[14] Svensson, Sven-Erik, rullskruvsexpert, SKF

[15] Käck, Stefan, servodriftexpertis, Siemens

40

Bilaga A Överslagsberäkning av tröghetsmoment för nuvarande tilter Del Enskilt

tröghetsmoment i masscentrum

Massa Avstånd till vridcentrum

m·a2 Tröghetsmoment i vridcentrum

Antal

ICM [kgm2] m [kg] a [m] [kgm2] I0 [kgm2] Tiltarm 1770 1950 - - 1770 1

Hakar för styrning 1,5 20 0,4 3,2 4,7 2

Armar för styrning 0,2 13,8 0,4 2,2 2,4 2

Transportör 330 670 0.5 167,5 497,5 1

Palett 2320 1100 1,8 3564 5884 1

Trådring 3850 3000 2,35 16567 20417,5 1

Totalt tröghetsmoment Σ I0 = 28583 kgm2 och med 10% felmarginal 31440 kgm2. Beräkningarna är gjorda med data från den största tiltern med 1700 mm hävarm och 500 mm avstånd mellan vridcentrum och transportörhjulen.

Tabell B.1 – Överslagsberäkning av tröghetsmoment för nuvarande tilter.

41

Bilaga B Kravspecifikation nykonstruktion tilter Koncepttilterns uppbyggnad underlättar tillverkning och håller SKA härmed nere kostnaderna genom att:

- Sträva att arbeta med bockade plåtar framför svetsade profiler.

- Sträva efter att använda samma plåttjocklek så långt som möjligt i konstruktionen. Detta för att hålla nere ställtider vid produktion.

- Minimera spånskärande bearbetningar. Sträva efter att laserskära allt som går.

Koncepttiltern skall klara av att tilta trådringar på 3000 kg. SKA

Igångkörning och montering av koncepttilter är enklare än vid tidigare SKA utformning.

Koncepttiltern har en lägsta livslängd 3-5 år med cirka 526 000 cykler/år. SKA

Total cykeltid för tiltningsförfarandet överstiger ej den nuvarande på SKA 60 sekunder.

Koncepttiltern klarar den miljö som råder på ett stålverk. SKA

Koncepttiltern är utformad så att denna medvetandegör eventuella BÖR risker med dess användning.

Koncepttiltern uttrycker säkerhet och stabilitet. BÖR

Koncepttilterns tillverkningskostnad överstiger ej tidigare BÖR tilterkonstruktion (cirka 350 000 SEK).

Koncepttiltern underlättar underhåll. BÖR

Koncepttiltern har en design som reducerar modellvarianser. BÖR

Koncepttiltern tar hänsyn till en kostnadseffektiv transport. BÖR

Koncepttilterns är i jämförelse med dagens tilter mer miljömedveten. BÖR

Koncepttiltern är i jämförelse med dagens tilter mer driftsäker. BÖR

42

Bilaga C Beräkningsmatris för parvis jämförelse av krav

Tabell B.2 – Beräkningsmatris för parvis jämförelse av krav. Varje krav har jämförts med varandra och det krav som ansetts mer väsentligt för ett lyckat koncept får ett

bidrag till slutpoängen.

43

Bilaga D FEM-analys för tiltarm

Figur B.1 – Illustration av spänningsfördelningen för tiltarm. Maximal

effektivspänning åstadkoms i armens kurvatur på cirka 60 N/mm2.

Figur B.2 - Illustration av hur utböjningen sprider sig över tiltarmen. Maximal

utböjning åstadkoms i den överliggande plåten på cirka 3,2 mm. Maximala utböjningen som är av vikt för tiltarmens användning påträffas i det gula fältet och

representerar cirka 2,2 mm utböjning.

44

Figur B.3 – Överdriven utböjning av tiltarmen i skala 1:85.

45

Bilaga E FEM-analys för länkarm

Figur B.4 – Illustration av spänningsfördelningen för länkarm. Spänningen ligger kring 100 N/mm2.

Figur B.5 - Figuren visar hur utböjningen fördelas över länkarmen i skala 1:50. I praktiken kan denna utböjning inte uppkomma när länkarmen är monterad.

46

Bilaga F Belastningsanalys av koncepttilter Beräkning av det statiska momentbidraget

Vardera hävarm för trådring, palett, tiltarm och adapterplatta kommer att under rotationen att variera i storlek, denna variation bidrar till varför vridmomentet förändras. Genom att beräkna startvinkeln till respektive komponents masscentrum har vridmomentet kunnat uttryckas som en funktion av tiltern rotationsvinkel d. Något tilltagna hävarmar har används enligt figuren nedan.

Figur B.6 - Friläggning av krafter för tilter med vinkeln 90º.

I programmet MATLAB skrevs en programkod som beskriver vridmomentet som funktion av rotationsvinkeln.

xv=1.6; d=[0:90]; %coil hc=sqrt((2.35^2)+(xv^2)); dc=acosd(xv/hc); lc=hc*cosd((dc+d)); mc=3000; %palett hp=sqrt((1.8^2)+(xv^2)); dp=acosd(xv/hp); lp=hp*cosd((dp+d)); mp=1100; %adapterplatta med komponenter ha=sqrt((0.4^2)+(xv^2)); da=acosd(xv/ha);

2350

Fº

Trå

drin

g 30

00 k

g

Pal

ett

1100

kg

Ada

pter

plat

ta m

ed

till

behö

r 11

00 k

g

Til

tarm

800

kg

1800

400 0

100

1600

800

47

la=ha*cosd((da+d)); ma=1100; %tiltarm ht=sqrt((0.1^2)+(0.8^2)); dt=-acosd(0.8/ht); lt=ht*cosd((dt+d)); mt=800; %totalt statiskt vridmoment ms=9.82*(lc*mc+lp*mp+la*ma+lt*mt);

Plottas rotationsvinkeln mot det statiska momentbidraget erhölls diagrammet nedan. Observera att momentet egentligen byter tecken då det når jämviktsläget.

Diagram B.1 - Det statiska vridmomentet plottat i förhållande till rotationsvinkeln,

tiltning med trådring.

Genom att plotta samma diagram igen men utan belastningsbidraget från trådringen fås en fullständig illustration över hur vridmomentet kommer att variera under en tiltcykel. Diagrammet nedan kan alltså ses som en fortsättning på ovan diagram där trådringen har transporterats vidare i SUNDCO H-anläggningen och återtiltning till ursprungsläget för att hämta upp en ny trådring utförs.

Rotationsvinkel [º]

Stat

iskt

vrid

mom

ent [

Nm

]

48

Diagram B.2 - Det statiska vridmomentet plottat i förhållande till rotationsvinkeln, återtiltning utan trådring.

Ur diagram B.1 erhölls det maximala statiska momentet 92 kNm vid 90º, dvs. då tiltern står i horisontalt läge med trådring, samt det lägsta momentet 0 kNm då tiltern roterat cirka 45º. Vid återtiltning utan trådring är belastningen mycket lägre och jämviktsläget nås vid 30º från horisontellt läge.

Länkarmen har vid maximal belastning en vinkel på cirka 3º jämte horisontalplanet, vilket med anledning av konstruktionen innebär en nyttohävarm på 785 mm. Med känt maximalt statiskt vridmoment fås den horisontella komposanten enligt:

1173 cos785

92000≈= o

zF kN

Den maximala vertikala komposanten kommer att uppstå vid cirka 20º tiltning. Vid 20º är vridmomentet cirka 51000 Nm, hävarmen 794 mm stor och vinkeln jämte horisontalplanet 14º. Detta ger den maximala vertikala belastningen enligt:

1614 sin794

51000≈= o

yF kN.

Stat

iskt

vrid

mom

ent [

Nm

]

Rotationsvinkel [º]

49

Beräkning av det dynamiska momentbidraget

En överslagsberäkning görs av koncepttilterns tröghetsmoment enligt:

Del Enskilt tröghetsmoment i masscentrum

Massa Avstånd till vridcentrum

m·a2 Tröghetsmoment i vridcentrum

Antal

ICM [kgm2] m [kg] a [m] [kgm2] I0 [kgm2] Tiltarm 690 800 - - 690 1 Adapterplatta med styr- och centrerings-anordning

240 420 0,2 16,7 256,7 1

Transportör 330 670 0.35 82,0 412 1

Palett 2320 1100 1,8 3564 5884 1

Trådring 3850 3000 2,35 16567,5 20417,5 1

Totalt tröghetsmoment Σ I0 =27660 kgm2 och med 10% felmarginal 30430 kgm2.

Tabell B.3 – Överslagsberäkning av tröghetsmoment för koncepttilter.

Det dynamiska vridmomentet som krävs för att retardera tiltern med 0,22 rad/s2 till horisontellt läge med trådring beräknas härmed till 6695 Nm [E3.1]. I praktiken kommer det dynamiska bidraget även få tillskott för att hämma linjärvagnens och länkarmens massa. Då dessa massor är så pass små i jämförelse med resten av konstruktionen antas de ingå i den påförda felmarginalen.

Beräkning av den totala belastningen

Det totala maximala vridmomentet är summan av det statiska och dynamiska bidraget, dvs. cirka 98,7 kNm.

På samma vis som de statiska maximala kraftkomposanterna togs fram fås här med känt maximalt vridmoment den horisontella maximala belastningen till 125=zF kN. Vid maximal vertikal belastning antas vinkelhastigheten konstant, dvs. maximala vertikala belastningen yF = 16 kN

50

Bilaga G Kostnadskalkyl lagerenheter för rullskruv Kalkyl för lagerenhet FLRBU7

Dynamisk belastning Ca: 305,3 kN Statisk belastning, Coa: 615,4 kN Pris: 8000 SEK

Med kända värden för Ca och FM fås livslängden till

2,493,833,305

33

10 =⎟⎠

⎞⎜⎝

⎛=⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=

M

a

FC

L miljoner varv

Med 15 mm stigning är det 73,8 mil, vilket innebär att lagringen i teorin behöver bytas cirka 2 gånger per år.

På en femårsperiod blir den rörliga kostnaden för lagringen FLRBU7 cirka 80000 SEK.

Kalkyl för lagerenhet FLRBU8

Dynamisk belastning, Ca: 473,1 kN Statisk belastning, Coa: 1123 kN Pris: 38000 SEK

2,1833,833,305

33

10 =⎟⎠

⎞⎜⎝

⎛=⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=

M

a

FC

L miljoner varv

Med 15 mm stigning är det 274,8 mil, vilket innebär att lagringen i teorin behöver bytas cirka en gång vartannat år.

På en femårsperiod blir den rörliga kostnaden för lagringen FLRBU8 cirka 95000 SEK.

51

Bilaga H Tidsplan

Documents

PRODUKTIONSOPTIMERING OCH KONCEPTUTVECKLING AV … · 2009. 9. 2. · i Institutionen för naturvetenskap, teknik och matematik (NAT) Civilingenjörsprogrammet, teknisk design, 270