NÁVRH KONSTRUKČNÍHO ŘEŠENÍ POHONU DOPRAVNÍKU

Transkript

1 VYSOKÉ UČENÍ TECHNICKÉ V BRNĚ BRNO UNIVERSITY OF TECHNOLOGY FAKULTA STROJNÍHO INŽENÝRSTVÍ ÚSTAV KONSTRUOVÁNÍ FACULTY OF MECHANICAL ENGINEERING INSTITUTE OF MACHINE AND INDUSTRIAL DESIGN NÁVRH KONSTRUKČNÍHO ŘEŠENÍ POHONU DOPRAVNÍKU DESIGN OF CONVEYER DRIVE DIPLOMOVÁ PRÁCE DIPLOMA THESIS AUTOR PRÁCE AUTHOR VEDOUCÍ PRÁCE SUPERVISOR ROMAN ZAHRADNIK Ing. JIŘÍ DVOŘÁČEK BRNO 2007

2 ABSTRAKT Předmětem této diplomové práce je návrh konstrukčního řešení pohonu dopravníku. Pohon dopravníku je vázán na frekvenci otáček plnícího stroje. Cílem diplomové práce je nalezení optimální varianty uspořádání pohonu. Hlavní důraz je kladen nejen na funkčnost, ale také na nízkou cenu řešení. K řešení práce byly využity programy Autodesk INVENTOR 10, ANSYS WORKBENCH a AutoCAD2006. KLÍČOVÁ SLOVA Dopravník, válečkový řetěz, řetězové kolo, ozubené kolo, hřídel. ABSTRACT The subject of diploma project is constructional solution of conveyer drive. Conveyer drive is bound to frequency of rotation filling machinery. The aim of diploma work is find optimal variants drive layout. Main emphasis is not only placed on functionality, but also on low price. Used programs: Autodesk INVENTOR 10, ANSYS WORKBENCH, AutoCAD KEY WORDS Conveyor, roller chain, chain wheel, gear, shaft. BIBLIOGRAFICKÁ CITACE ZAHRADNIK, R. Návrh konstrukčního řešení pohonu dopravníku. Brno: Vysoké učení technické v Brně, Fakulta strojního inženýrství, s.

3 ČESTNÉ PROHLÁŠENÍ Prohlašuji, že jsem diplomovou práci vypracoval samostatně, za použití uvedené literatury, pod odborným vedením pana Ing. Jiřího Dvořáčka. V Brně dne Roman Zahradnik

4 OBSAH OBSAH OBSAH...11 ÚVOD HISTORIE Historie dopravníku PLNÍCÍ STROJE Druhy plnících strojů Stáčecí plnící stroj Time flow objemový plnící stroj Vakuový plnící stroj Šroubový plnící stroj Pístový plnící stroj Posunovací objemový plnící stroj Plničky plechovek Konstrukční požadavky Hlavní části plničky plechovek Základní rám Buben s plnicími hlavicemi Zásobník plnící hmoty Zdvihací zařízení bubnu Podávací zařízení Článkový dopravník POHON PLNIČKY Samostatný pohon bubnu, samostatný pohon podávacího zařízení a samostatný pohon dopravníku Společný pohon bubnu, podávacího zařízení a dopravníku Společný pohon bubnu a podávacího zařízení a samostatný pohon dopravníku Volba pohonu plničky Popis společného pohon bubnu, podávacího zařízení a dopravníku KONSTRUKCE POHONU Stanovení výkonu pro jednotlivé převody Návrh pohonu a výpočet navržených převodů Výpočet řetězového převodu pohánějícího unašeče Výpočet ozubeného převodu pohánějícího plnící buben Návrh vstupního hřídele Uložení ozubeného kola a řetězového kola na vstupní hřídeli Konstrukce unašeče k transportu prázdných plechovek Konstrukce unášeče k transportu plných plechovek Plastové ozubené soukolí D model navrženého pohonu...72 ZÁVĚR...73 SEZNAM POUŽITÝCH ZDROJŮ...74 SEZNAM POUŽITÝCH ZKRATEK, SYMBOLŮ a veličin...75 Seznam použitých zkratek...75 Seznam použitých symbolů a veličin...75 SEZNAM OBRÁZKŮ

5 1 HISTORIE SEZNAM PŘÍLOH A VÝKRESOVÉ DOKUMENTACE Seznam příloh Seznam výkresové dokumentace

6 ÚVOD ÚVOD 1 Potraviny jsou spjaty s člověkem již od pradávna. Člověk vždy řešil dvě základní potřeby. Jak si zajistit dostatek jídla a jak toto jídlo uskladnit, aby se nezkazilo. Za několik tisíciletí existence lidstvo vymyslelo mnoho způsobů uchovávání a získávaní potravin, až do té podoby, ve které ji známe dnes. Bylo vyvinuto mnoho metod, bylo vymyšleno hodně technik a za poslední dvě století bylo zkonstruováno mnoho strojů a všechno to proto, aby si lidstvo zajistilo dostatek potravin. Všechny tyto aspekty vedly k vytvoření potravinového průmyslu. Potravinový průmysl je bezpochyby jednou z nejdůležitějších, ba i dokonce nejdůležitější částí všech průmyslových odvětví. Ve své diplomové práci se budu zabývat strojem, který pracuje v potravinářském průmyslu. Jedná se o pístovou plničku konzerv a o dopravník, který je její součástí. Pístová plnička bude plnit plechovky tuhou směsí (masné produkty). Rovněž se budu zabývat jejím pohonem. Na zařízení pracující v potravinářství jsou kladeny přísnější požadavky než na zařízení pracující v klasickém strojírenství. 13

7 1 HISTORIE 1 HISTORIE Počátky potravinářského průmyslu sahají do prehistorických dob, kdy se začalo syrové maso poprvé zpracovávat. Byli to především válečníci a námořníci, kteří na svých dlouhých výpravách potřebovali velké množství jídla, které by dlouho vydrželo aniž by se zkazilo. Proto vymysleli základní metody zpracování jako vaření, uzení, sušení a v neposlední řadě nakládání do solného roztoku. Tyto základní zpracovací techniky zůstaly v podstatě stejné až do příchodu průmyslové revoluce. Moderní průmyslové potravinářské technologie byly vyvinuty v 19. a 20. století hlavně pro potřeby armády. Právě na počátku 19. století v době Napoleonských válek Francouz Nicolas Appert vyvinul v roce 1809 pro francouzskou armádu první vakuovou těsnící techniku. Tato technika výrazně přispěla k vynálezu plechovky. V roce 1810 Angličan Peter Durand vyvinul první plechovku. Ačkoliv to byl zpočátku drahý a poněkud riskantní nápad z důvodu použití cínu (plechovka se otevírala bajonetem), stal se základem konzervárenského průmyslu na celém světě. První továrna na konzervy vyrostla v Anglii v roce Dalším významným pokrokem v konzervování potravin byla technika pasterizace, vyvinuta v roce 1862 Luisem Pasteurem (obr.1). Ve 20. století, světové války, vesmírný závod a rostoucí konzumní společnost výrazně přispěly k růstu potravinářského průmyslu tak, jak ho známe dnes, vyvinutím nových strojů zpracovatelských metod a technik. 1.1 Historie dopravníku Obr. 1 Luis Pasteur [2] První dopravníky na světě se začaly objevovat již v 19. století, ale jednalo se o velmi primitivní stroje. V roce 1901 ve švédské továrně Sandvik byla vynalezena a poprvé vyrobena ocel pro dopravní pásy. Jako první, kdo významně využil pásový dopravník v průmyslové výrobě, byl Henry Ford. Ve svých automobilových závodech využil pásový dopravník k sériové výrobě automobilů. Od té doby se vývoj konstrukce dopravníků hodně změnil. 14

8 2 PLNÍCÍ STROJE 1 PLNÍCÍ STROJE 2 Plnící stroje slouží k plnění různého druhu nádob, jako plastové láhve, konzervy, soudky, skleněné láhve nebo jiných druhů obalů. Jako plnící směsi v plnících strojích se používají kapalné výrobky (voda, šťávy a alkohol), produkty velmi viskózní a husté (arašídové máslo, zubní pasta, pleťový krém), produkty inklinující k pěnění (šampón, tekuté mýdlo, voda do ostřikovačů), produkty tvořící sled nebo kapky (sirup, med), produkty obsahující pevné částečky (arašídové máslo, zálivka, salsa, paštika) a suché produkty (káva, sůl, cukr a pražená kukuřice). Plnící stroje jsou konstruovány s různými typy mechanizmů pro daný typ plniva, včetně plnění pomocí pístu, pomocí kapalného plnění nebo plnění přímo ze zásobníku. 2.1 Druhy plnících strojů Plnicí stroje můžeme rozdělit na: - stáčecí plničky - time flow objemové plničky - vakuové plničky - šroubové plničky - pístové plničky - posunovací objemové plničky Stáčecí plnící stroj Stáčecí plnící stroje (obr. 2) jsou vhodné pro plnění kapalinami o střední a nízké viskozitě a pro plnění pěnovitých produktů při vyšších rychlostech. Tyto plnící stroje jsou navrženy tak, aby mohly zacházet se všemi druhy tuhých plastových, kovových a skleněných nádob. Mohou se vyrábět jako rotační, automatické a poloautomatická. Obr. 2 Rotační stáčecí plnící stroj [3] 15

9 2 PLNÍCÍ STROJE Time flow objemový plnící stroj Time flow objemové plnící stroje (obr. 3) jsou nejvíce vhodné pro plnění kapalinami o střední a nízké viskozitě, rotační time flow objemové plnící stroje mohou plnit i kapaliny o vysoké viskozitě. Časový průběh objemového plnění zaručuje vysokou přesnost a nezávadnost plnění. Pro tuto plničku je ideální plnění světlých kapalin při velkých rychlostech. Vyrábějí se rovněž jako rotační, automatické a poloautomatické Vakuový plnící stroj Obr. 3 Time flow rotační objemový plnící stroj [3] Vakuový plnící stroj (obr. 4) se nejvíce hodí pro plnění kapalinami o střední viskozitě. Jsou ideální pro plnění pěnícími kapalinami i pro plnění agresivními kapalinami (vonné oleje, alkohol, čistící prostředky). Tyto kapaliny ale vyžadují použití jiných druhů materiálů než u jiných druhů plnících strojů. Vyrábějí se jako rotační a poloautomatické. Obr. 4 Vakuový plnící stroj [3] 16

10 2 PLNÍCÍ STROJE Šroubový plnící stroj Šroubový plnící stroj (obr. 5) se nejčastěji používá pro plnění suchými produkty, práškem a granulemi. Při plnění suchými produkty je možno využit větší rychlosti plnění. Ten to stroj je konstruován pro všechny druhy plnících nádob. Vyrábějí se jako automatické a jako poloautomatické. Obr. 5 Šroubový plnící stroj [3] Pístový plnící stroj Pístový plnící stroj (obr. 6) se nejvíce doporučuje k plnění velmi viskózními kapalinami. Tímto strojem můžeme plnit pastovité hmoty nebo velmi viskózní kapaliny s tuhými částicemi. Můžou se vyrábět jako automatické a poloautomatické. Obr. 6 Pístový plnící stroj [3] Posunovací objemový plnící stroj Posunovací plnící stroje (obr. 7) jsou vhodné k pro plnění viskózními produkty, ale mohou být také užívány pro plnění velmi řídkými výrobky. Tyto plničky mohou využívat široký rozsah velikosti nádob, plnících objemů a druhů produktů. Tento 17

11 2 PLNÍCÍ STROJE stroj používá k plnění nádob pístů, nebo v případě tekutin plnících trysek. Vyrábí se jako rotační, automatický a poloautomatický. Obr. 7 Posunovací objemový plnící stroj [3] 2.2 Plničky plechovek Plnící pístové stroje sloužící k plnění plechovek jsou ve svém provozu podobné kapalinným plničkám nebo k práškovým plnícím strojům. Rozdílem je, že pístové plničky k plnění konzerv mohou ovládat pouze plechovky, zatímco kapalinové plničky a práškové plničky jsou navrženy tak, aby mohly ovládat sklenice, plastové a jiné nádoby. Tyto pístové plničky mohou být použity jak pro plnění kapalinou tak pro plnění pastami. Plničky používají píst k přesnému dávkování správného objemu plnící směsi do plechovky. Můžeme je rozdělit na : - kapalinové pístové plničky plechovek - pístové plničky plechovek tuhých směsí Kapalinové pístové plničky k plnění plechovek pracují na podobném principu jako samospádové plničky. U samospádových plniček se využívá gravitace k vyvíjení tlaku na plnící kapalinu a ta vtéká přímo do plechovky. K plnění plechovek může být rovněž použita i plnící tryska. Plnící tryska je připevněná na výstupním hrdle z plnícího pístu. Pro použití trysek platí, že plechovky musí mít těsnící kroužek. Kapalina může do plechovky proudit pouze tehdy až se otevře ventil, který dovoluje proudění plnící kapaliny z plnícího pístu do trysky a potom do plechovky. Když hladina kapaliny dosáhne určité úrovně, tlak nad tryskou v plechovce se bude rovnat tlaku kapaliny v plnícím pístu. Jakmile toto nastane přestane tryskou proudit kapalina do plechovky. Jakmile se tryska začne zvedat z plechovky, dojde k automatickému uzavření ventilu a tím se zabrání přeplnění plechovky a úniku kapaliny z plnícího válce. 18

12 2 PLNÍCÍ STROJE 2.3 Konstrukční požadavky 2.3 Potravinářství je značně specifické průmyslové odvětví. Zařízení pracující v tomto průmyslu se značně liší od běžných strojírenských zařízení. Konstrukce těchto zařízení má proto různá specifika. Hlavním důvodem odlišnosti od konstrukce běžných strojírenských zařízení je dodržování mnohem přísnějších norem a hygienických předpisů. Tyto přísné normy mají značný vliv na výběr použitých materiálů. Použité materiály musí být zdravotně nezávadné, nesmí chemicky reagovat s plnící směsí, vodou nebo jiným použitým materiálem. Proto se v potravinářském průmyslu nejčastěji využívá nerezové oceli (dle ČSN vybrané oceli třídy 17) a různé druhy plastů. Dalším ovlivňujícím faktorem při konstrukci těchto strojů je dodržování velmi přísných hygienických norem pro používaná maziva a další provozní hmoty, což může ovlivnit volbu pohonu těchto strojů. Hygienické normy mají zásadní vliv i na celkový design těchto zařízení. Samotná konstrukce musí být jednoduchá, s využitím snadno přístupných a málo členitých ploch. Hlavním důvodem jednoduché konstrukce je, aby se snížilo riziko usazování plnících hmot, provozních hmot a jiných nečistot. Dále pak konstrukce musí umožňovat snadné čištění stroje, protože jakékoliv nečistoty můžou způsobit závadnost plnící směsi. Potravinářské stroje stejně jako ostatní strojírenská zařízení musí splňovat bezpečnosti normy pro ochranu zdraví osob obsluhujících tyto stroje. Jedná se především o použití ochranných krytů, správnou elektroinstalaci a správné umístění ovládacího panelu. 2.4 Hlavní části plničky plechovek 2.4 Plnička konzerv je velmi složité a komplikované zařízení, které se skládá z mnoha částí a komponentů. Kompletní plnící linka je znázorněná na obr. 8. Základní části plničky konzerv: - základní rám - buben s plnícími hlavicemi - zásobník plnící hmoty - zdvihací zařízení bubnu - podávací zařízení - dopravník Základní rám Základní rám tvoří nosnou část celého stroje. Slouží k uchycení dalších části stroje (buben, zdvihací zařízení bubnu, podávací zařízení). Je svařen z uzavřených profilů (U,I profily). Tato svařovaná konstrukce slouží rovněž k tlumení vibrací, zaručuje dlouhou životnost stroje i při velkých plnících rychlostech. Konstrukce rámu je doplněna snadno odnímatelnými plechovými kryty. Kryty zakrývají pohyblivé součásti stroje a zajišťují bezpečný provoz plničky vzhledem k obsluze stroje. V horní části plničky se nachází průhledné (plexi) kryty. Součástí krytů jsou i sběrné přihrádky, ve kterých se hromadí nečistoty během čištění a mytí stroje. Upevnění 19

13 2 PLNÍCÍ STROJE krytů k základnímu rámu je realizováno pomocí magnetických úchytek, které umožňují snadnou demontáž. Toto řešení je zcela v souladu s platnými bezpečnostními normami. Obr. 8 Kompletní plnící linka firmy Zilli&Belini [4] Buben s plnicími hlavicemi Buben s plnícími hlavicemi (obr. 9) je ve vertikální poloze zavěšen za hřídel na zdvihacím zařízení. Buben je vyroben ze skruženého nerezového plechu. Ve spodní části bubnu jsou umístěny plnící hlavice. Jejich počet závisí na požadovaném výstupu, velikosti nádoby a druhu výrobku (nejčastější počet plnících hlav je 6, 12, 24, 48). Ve spodní části bubnu je umístěn také plastový unášeč, který lze vyměnit podle druhu použitých plechovek. Obr. 9 Plnící hlava plničky firmy SIMA [5] 20

14 2 PLNÍCÍ STROJE Zásobník plnící hmoty Zásobník je vyroben z nerezové plechu. Slouží jako zásobárna plnící hmoty. Průběh samotného plnícího procesu ukazuje obr. 10. Vestavěné měřící sondy řídí množství plnící hmoty v centrální nádrži. Při pohybu pístu vzhůru (k tomuto se používá váčkový mechanismus nebo nějaké jiné způsoby), se do prostoru válce dostává plnící směs ze zásobníku. Jakmile je prostor plnicího válce naplněn a otáčivý ventil, který ovládá plnění a vyprazdňování plnící směsi z pístu, uzavře prostor nádrž a píst, pomocí váčkového mechanismu, začne píst tlačit směs přes kuželový ventil do plechovky. Jakmile se válec vyprázdní uzavře se kuželový ventil, otevře se ovládací ventil a píst se začne pohybovat nahoru a celý proces se opakuje. Objem vtlačované hmoty lze nastavit pomocí plynule měnitelného mechanismu. Objem lze měnit i za chodu stroje. Plnící ventily jsou v provozu pouze tehdy, když jsou přítomny plechovky. Pokud systém zjisti nepřítomnost plechovky automaticky uzavře plnící ventily. Obr. 10 Schéma plnícího procesu[5] Zdvihací zařízení bubnu Zdvihací zařízení bubnu umožňuje nastavení bubnu do požadované vertikální polohy, která je určená výškou daného typu plechovky. Součástí zdvihacího zařízení je rovněž vodící dráha pro ovládání kohoutů plnících hlav a nastavitelná dráha pistů plnicích válců pro požadované dávkování 21

15 2 PLNÍCÍ STROJE Podávací zařízení Podávací zařízení se skládá z podávacího šneku a dvou otočných unášečů a unášeče na plnícím bubnu. Podávací zařízení znázorňuje obr. 11. Šnek je realizován s volnou roztečí jako kuželový, který se dále mění ve válcový. Úkolem šneku je nastavení rozestupů mezi jednotlivými prázdnými plechovkami, které přijíždějí po dopravníku ze zásobníku. Rozestupy musí podávací šnek nastavit tak, aby přesně zapadaly do výřezů prvního otočného unášeče. První unášeč má za úkol dopravit prázdnou plechovku z dopravníku do výřezu unášeče na plnícím bubnu. Na tom unášeči pak následuje samotné plnění plechovek a unášeč již naplněné plechovky předává druhému otočnému unášeči. Druhý unášeč přebírá plnou plechovku z unášeče na plnícím bubnu a transportuje jí zpět na dopravník. Šnek i unášeče jsou provedeny z plastu a můžou být vyměňovány v závislosti na průměru daného typu plechovky. Obr. 11 Schéma plničky a podávacího zařízení[5] Článkový dopravník Článkový dopravník zajišťuje přísun prázdných plechovek k plnícímu stroji a následný transport již naplněných plechovek k uzavíracímu stroji. Pás je tvořen článkovými řetězy s destičkami různého typu, vyrobené z plastů (obr. 13) nebo z nerezové oceli (obr.12). Články vyrobené z nerezové oceli se používají pro plnící stroje, které plní převážně skleněné láhve tj. v pivovarnictví, vinařství nebo sodovkárnách. K zajištění 22

16 2 PLNÍCÍ STROJE bezproblémového chodu existuje několik variant, a to postranní ohebnost pásu, použití postranních krytů, použitím magnetických řetězů nebo užití speciální konstrukci řetězu. Případné rozbité sklo nemá žádný vliv na chod pohánějícího řetězu. Plastové články představují odlehčenou, ale ještě odolnější a tichou alternativu k nerezovým řetězům. Tyto dopravníky jsou hlavně používané v potravinářském a obalovém průmyslu. Stejně jako u ocelových řetězů slouží k bezproblémovému chodu postranní ohebnost pásu, a ochranné kryty. Obr. 12 Ocelový článkový dopravník[6] Obr. 13 Plastový článkový dopravník[6] Konstrukce dopravníku je většinou vyrobena jako samonosná z různých profilů nebo je vytvořená jako svařenec z nerezových plechů. Stojan dopravníků může být výškově stavitelný nebo může být pevný. Dopravník může být poháněn elektromotorem se šnekovou převodovkou s frekvenčním měničem. Pohánějícím elektromotorem bývá nejjednodušší asynchronní motor s kotvou nakrátko. Měnič frekvence je zařízení určené k plynulému řízení otáček popřípadě momentu, rozběhu a doběhu asynchronních motorů s kotvou nakrátko. Děje se tak řízením napájecí frekvence spojeným s řízením napětí pomocí polovodičového měniče frekvence. Zpravidla se pro tyto účely používá nepřímý napěťový měnič frekvence, sestavený z usměrňovače, stejnosměrného meziobvodu a tranzistorového střídače. Rychlost posuvu pásu může být pevně daná nebo plynule stavitelná pomocí frekvenčního měniče. Dopravník má možnost reverzního chodu (možnost chodu pásu na obě strany). 23

17 3 POHON PLNIČKY 3 POHON PLNIČKY Plničky stejně jako řada strojů prošly mnoha konstrukčními úpravami a to i v oblasti používání pohonů. Setkáváme se zde ještě s konzervativními pohledy, využívajícími velké množství mechanických pohonů ale i s moderními trendy využívajícími především ve větší míře řídící elektroniku. Existuje velké množství konstrukční úprav a vylepšení jednotlivých pohonů, zde se budu zabývat třemi základními typy pohonu plnícího stroje. Základní druhy pohonů plničky: - Samostatný pohon bubnu, samostatný pohon podávacího zařízení, samostatný pohon dopravníku - Společný pohon bubnu, podávacího zařízení a dopravníku - Společný pohon bubnu a podávacího zařízení a samostatný pohon dopravníku 3.1 Samostatný pohon bubnu, samostatný pohon podávacího zařízení a samostatný pohon dopravníku Buben, podávací zařízení a dopravník jsou poháněny vlastním elektromotorem. Jedná se o variantu, kdy je každá část má svůj vlastní elektromotor se šnekovou převodovkou a s vlastním frekvenčním měničem (obr. 14). Tuto variantu lze modifikovat na tři samostatné elektromotory a jeden frekvenční měnič. Tento měnič musí být kvalitnější a výkonnější než v původní variantě. V této variantě je použito minimum mechanických převodů a využívá se především elektrického ovládání, což odpovídá dnešním trendům. Výhody: - Jednoduché řešení odpadá zde nutnost řešení pohonu z jednoho členu na druhý pomocí mechanických převodů). - Snadná synchronizace nastavením vhodných řídících frekvencí na jednotlivých měničích frekvence. - Možnost nastavení libovolných otáček pro každý člen zvlášť. - Snadnější dodržování hygienických předpisů (méně mechanických převodů). Nevýhody: - Jakákoliv odchylka otáček bubnu nebo podávacího zařízení od přednastavených řídících frekvencí může vést ke kolizím při plnění a podávání. - Vyšší nároky na řídící elektroniku. - Vyšší cena. 24

18 3 POHON PLNIČKY 3.2 Společný pohon bubnu, podávacího zařízení a dopravníku 3.2 U této varianty pohonu se počítá s malým využitím ovládací elektroniky, avšak s mnohem větším využitím mechanických převodů. Může se zde využít elektromotor se šnekovou převodovkou nebo elektromotor se šnekovou převodovkou a frekvenčním měničem. Elektromotor pohání buben s plnícími hlavicemi. Pohon podávacího zařízení a dopravníku je realizován prostřednictvím mechanický převodů (řetězové a ozubené převody). Tato varianta je spíše konzervativní. Výhody: - Pevně daný převodový poměr mezi otáčkami plnícího bubnu, podávacího zařízení a dopravníkem, co má za následek, že nemůže docházet k žádným kolizím mezi zařízením a plechovkami. - Využití jednoho elektromotoru se šnekovou převodovkou případně s jedním frekvenčním měničem. - Nižší nároky na ovládací elektroniku. - Ve srovnání s ostatními druhy pohonu velmi nízké náklady. Nevýhody: - Nutnost řešení problému přenosu hnací energie s jednoho členu na druhý použitím mechanických převodů. - Vyšší nároky na dodržení hygienických předpisů. - Relativní vysoká složitost zařízení. - Vyšší mechanické ztráty. - Vyšší výkon elektromotoru. - Hlučnost chodu. Obr. 14 Asynchronní motor s měničem frekvence[5] 25

19 3 POHON PLNIČKY 3.3 Společný pohon bubnu a podávacího zařízení a samostatný pohon dopravníku Tato varianta pohonu je vlastně kombinací dvou předchozích variant. Elektromotor s převodovkou a měničem frekvence pohání hřídel plnícího bubnu. Pohon podávajícího šneku a unášečů je realizován vhodnou kombinací řetězových a ozubených převodů od hřídele plnícího bubnu. Dopravník je poháněn vlastním elektromotorem s převodovkou a měničem frekvence. Jedná se vlastně o kompromis mezi předchozími verzemi pohonu. Výhody: - Nižší nároky na řídící elektroniku. - Využití relativně jednoduchého elektronického systému řízení. - Samostatný pohon dopravníku (odpadá problém řešení mechanického pohonu pro dopravník a dochází tím pádem ke konstrukčnímu zjednodušení). - Pevně daný převodový poměr mezi otáčkami plnícího bubnu a podávacího zařízení, co má za následek, že nemůže docházet k žádným kolizím mezi zařízením a plechovkami. Nevýhody: - Zůstává problém řešení mechanických převodů pro přenos hnací energie z bubnu na podávací šnek a unášeče. - Nutnost použití 2 elektromotorů, převodovek a měničů frekvence. 3.4 Volba pohonu plničky Na volbu pohonu plničky má vliv řada kritérii. Jedním z důležitých faktorů je složitost konstrukčního řešení. Z hlediska konstrukčního řešení je nejjednodušší varianta samostatného pohonu plnícího bubnu, samostatný pohon podávacího zařízení a samostatný pohon dopravníku. Je to varianta, která odpovídá dnešnímu modernímu trendu tzn. minimum mechanických převodů a s větším využitím řídící elektroniky. Tato varianta má ale jednu značnou nevýhodu a tou je cena. Cena je zpravidla pro většinu zákazníků rozhodujícím kritériem pro výběr varianty pohonu, jestliže nechtějí investovat do nových a dražších technologií. Použití tří elektromotorů s převodovkou a tří měničů frekvence spolu nese větší finanční zátěž než u zbývajících dvou variant. Jako značně výhodnější varianta s hlediska ceny avšak značně konstrukčně složitější je varianta společného pohonu bubnu a podávacího zařízení a samostatného pohonu dopravníku. Tato varianta představuje kompromis mezi cenou a složitostí konstrukčního řešení. Jako jednoznačně nejlevnější se jeví varianta společného pohonu bubnu, podávacího zařízení a dopravníku. Tato možnost je konstrukčně nejnáročnější. Vyžaduje použití většího množství mechanických převodů. Při volbě varianty pohonu se budu řídit především hlavním ekonomickým faktorem, a to cenou, proto zvolím variantu společného pohonu bubnu, podávacího zařízení a dopravníku. 26

20 3 POHON PLNIČKY 3.5 Popis společného pohon bubnu, podávacího zařízení a dopravníku 3.5 Asynchronní elektromotor s kotvou na krátko se šnekovou převodovkou a měničem frekvence pohání vstupní hřídel. Pomocí přímého ozubeného soukolí se šikmými zuby dochází k přenosu kroutícího momentu ze vstupní hřídele na hřídel plnícího bubnu. Tímto dochází rovněž k pohonu unášeče pod plnícím bubnem. Na vstupním hřídeli je rovněž umístěno řetězové kolo přišroubované k ozubenému kolu, které je součástí řetězového převodu pohánějícího zbylé dva unášeče. Z unášeče transportujícího již naplněné plechovky zpět na dopravník, je pomocí řetězového převodu přenášen kroutící moment sloužící k pohonu dopravníku. Z důvodu velké vzdálenosti obou hřídelí, musí se zde použít napínací kladka. Z hřídele je pak pomocí kuželového soukolí přenášen kroutící moment na řetězové kolo pohánějící dopravník. K pohonu podávacího šneku slouží řetězový převod, kardanův kloub, kuželové soukolí. Kroutící moment se z unášeče transportujícího prázdné plechovky na dopravník přenáší pomocí řetězového převodu s napínacími kladkami na hřídel umístěný v rámu dopravníku. Z hřídele dochází k přenosu momentu na kardan pomocí kuželového soukolí. Kardanův kloub přenáší moment na podávací šnek. Podávací šnek vyžaduje použití kardanova kloubu z důvodu své nastavitelnosti. Na obr. 15 je samotný podávací šnek. Při podávání plechovek větších rozměrů je nutno podávací šnek posunout nahoru a šnek se nachází v poloze mimo osu oproti hřídeli s kuželovým ozubeným kolem Obr. 15 Podávací šnek[7] 27

21 4 KONSTRUKCE POHONU Při návrhu konstrukce pohonu jsem použil tři typy strojírenských programů. Počítačový model a základy výkresové dokumentace jsem vytvořil v parametrickém programu Autodesk Inventor 10. Konečnou úpravu výkresové dokumentace jsem provedl v programu Autodesk AutoCAD V systému ANSYS jsem provedl výpočty navržených součástí. 4.1 Stanovení výkonu pro jednotlivé převody Obr. 16 Schéma podávacího zařízení a dopravníku Výpočet potřebného výkonu pro chod celého stroje bude proveden s řadou zjednodušení. Ve výpočtu bude zanedbáván vliv pasivních odporů a tření, ale tyto ztráty musí být zahrnuty do konečného výkonu. Chod stroje Otáčení jednotlivých unašečů a pohyb plechovek na pásu dopravníku je znázorněn na obr. 16. Ve spodní části plnícího bubnu je umístěno 12 plnících hlavic. Plnící buben se bude otáčet s frekvencí 0,5 ot s 1. Velký unášeč má 12 otvorů pro transport plechovek a malé unašeče mají 6 otvorů. Jeden malý unašeč slouží k transportu pouze prázdných plechovek a druhý transportuje 3 plné plechovky. Velký unašeč se otáčí frekvencí 0,5 ot s 1. Malé unašeče se otáčí s frekvencí 1 ot s 1. Dopravník se pohybuje rychlostí 1,1 ms -1 a transportuje maximálně 6 plných plechovek, transport prázdných plechovek zanedbávám. Hmotnost jedné naplněné plechovky je 1,5 kg. 28

22 Výpočet výkonu pro pohon plnícího bubnu a velkého unašeče Výpočet výkonu pro pohon plnícího bubnu Při stanovení výkonu pro pohon bubnu budu vycházet z odhadu hmotnosti bubnu, náplně a příslušenství. Plnící buben bude úplně naplněn plnící hmotou o hmotnosti 70 kg. Hmotnost samotného plnící bubnu je 25 kg. Na plnícím bubnu je umístěno 12 plnících hlavic, každá o hmotnosti 6 kg. Hmotnost příslušenství včetně pístů je 18 kg. Podle odhadu musí kroutící moment roztočit 185 kg. Průměr plnícího bubnu je 500 mm. Podle rozložení hmotnosti všech výše uvedených parametrů, budu uvažovat, že výsledná síla potřebná k výpočtu kroutícího momentu, bude působit ve ¾ průměru bubnu ,81 2 0,5 0,5 1 b = cb b π = π = 1069 P m g d n kg m s m s W 4 4 P b [W] výkon pro pohon plnícího bubnu m cb [kg] celková hmotnost bubnu s plnící hmotou a příslušenstvím g [ m s 2 ] tíhové zrychlení d b [m] průměr plnícího bubnu n [s -1 ] otáčky plnícího bubnu Výpočet výkonu pro pohon velkého unašeče Velký unašeč může najednou přemisťovat 10 naplňujících se plechovek, pro zjednodušení lze uvažovat, že všechny tyto plechovky jsou plné. 1 1 Pvu = 10 mp g dvu π n= 10 1,5kg 9,81m s 0,7m π 0,5s = 162W P vu [W] výkon pro pohon velkého unašeče m p [kg] hmotnost plechovky g [ m s 2 ] tíhové zrychlení d vu [m] průměr velkého unašeče n [s -1 ] otáčky velkého unašeče Stanovení výkonu pro pohon plnícího bubnu a velkého unašeče P1 = Pb + Pvu = 1069W + 162W = 1231W P 1 [W] výkon pro pohon plnícího bubnu a velkého unašeče P b [W] výkon pro pohon plnícího bubnu P vu [W] výkon pro pohon velkého unašeče Ve výsledném výkonu nejsou zahrnuty vlastní hmotnosti součástí, ztráty vzniklé třením a pasivními odpory. Proto zvětším vypočtený výkon na: 29

23 P1 = 1, 6kW Ozubené převod sloužící k pohonu bubnu a velkého unášeče bude přenášet výkon 1,6 kw. Výpočet výkonu pro pohon dopravníku a malých unašečů Výpočet výkonu pro pohon malých unašečů Malý unašeč 3 transportuje pouze prázdné plechovky na velký unašeč, proto ho v předběžném výpočtu zanedbám. Naopak malý unašeč 2 transportuje již naplněné plechovky z velkého unašeče zpět na pás dopravníku. Malý unašeč transportuje najednou tři plné plechovky. 1 1 Pmu = 3 mp g dmu π nmu = 3 1,5kg 9,81m s 0,35m π 1s = 49W P mu [W] výkon pro pohon malého unášeče 2 m p [kg] hmotnost plechovky g [ m s 2 ] tíhové zrychlení d mu [m] průměr malého unašeče 2 n mu [s -1 ] otáčky malého unašeče 2 Výpočet výkonu pro pohon dopravníku: Dopravník transportuje prázdné plechovky k malému unašeči 2 a dále transportuje plné plechovky od malého unašeče k uzavíracímu stroji. Dopravník je vyroben z plastových článků, čímž se zmenší jeho hmotnost, a tím se zmenší i potřebný výkon k jeho provozu. Při výpočtu zanedbám transport prázdných plechovek. Dopravník bude transportovat najednou 5 plných plechovek. P D [W] výkon pro pohon dopravníku m p [kg] hmotnost plechovky g [ m s 2 ] tíhové zrychlení v d [ m s 1 ] rychlost pásu dopravníku P m g v kg m s m s W ,5 9,81 D = p d = 1,1 = 81 Stanovení výkonu pro pohon dopravníku a malých unašečů P2 = Pmu + PD = 49W + 81W = 130W P 2 [W] výkon pro pohon dopravníku a malých unašečů P mu [W] výkon pro pohon malého unašeče 2 P D [W] výkon pro pohon dopravníku 30

24 Do předběžného výpočtu jsem nezahrnul možné ztráty způsobené třením a pasivními odpory. Ve výpočtu nejsou zahrnuty i vlastní hmotnosti součástí pohonu. Proto navržený výkon zvětším na: P2 = 0, 25kW Řetězový převod pohánějící malé unašeče musí přenášet výkon 0,25kW, protože z malého unášeče 2 je dále poháněn dopravník pomocí dalšího řetězového převodu. Druhý řetězový převod pohánějící dopravník bude přenášet výkon 0,18 kw. Výkon celkového výkonu pro chod stroje P = P1+ P2 = 1,6kW + 0,25kW = 1,85kW P [kw] celkový výkon pro pohon stroje P 2 [kw] výkon pro pohon dopravníku a malých unašečů P 1 [kw] výkon pro pohon plnícího bubnu a velkého unašeče Pro pohon stroje je zapotřebí elektromotoru o výkonu 1,85 kw [8]. 4.2 Návrh pohonu a výpočet navržených převodů 4.2 Pohon bubnu bude realizován pomocí ozubeného soukolí se šikmými zuby. Pohon unášečů bude zajištěn pomocí řetězového převodu. Zvoleným řetězem je válečkový řetěz. Pohon dopravníku bude zajištěn pomocí řetězového převodu a pomocí kuželového ozubeného převodu Výpočet řetězového převodu pohánějícího unašeče Kroutící moment se přenáší u řetězového převodu tvarovým stykem z hnacího na hnaný hřídel prostřednictvím řetězu. Řetězových převodů se používá při přenášení malých a středních výkonů na střední vzdálenost hřídelů. Stálý převodový poměr zajišťuje tvarová vazba. V porovnání s řemenovým převodem dochází k menšímu namáhání ložisek a hřídelů, protože řetězový převod nevyžaduje předpětí. Tím to převodem lze pohánět i několik rovnoběžných hřídelů najednou. Řetězový převod má dobrou odolnost vůči vyšším teplotám a prachu, může pracovat při krátkodobém přetížení a má velmi dobrou mechanickou účinnost a to až 98 %. Nevýhodou řetězového převodu je hlučnost chodu a omezení obvodové rychlosti. Použitým řetězem při pohonu unášečů bude jednořadý válečkový řetěz dle ČSN Tyto řetězy se používají pro střední a vyšší obvodové rychlosti, především při pohonu obráběcích strojů a vozidel. Při návrhu takového převodu je nutno dodržovat několik zásad. K dosažení rovnoměrného opotřebení řetězu, pokud to konstrukce dovoluje, je nutné používat malé řetězové kolo s lichým počtem zubů. Nejmenší počet zubů u malého řetězového kola má být 17 zubů. Výrobce řetězů [9] však uvádí, jako nejmenší povolený počet zubů 15. Řetěz nemá být nikdy příliš napjat, nýbrž musí mít malý průvěs. Příliš napnuté řetězy se v provozu zahřívají a vyvolávají neklidný chod a vzniká možnost jejich spadnutí z řetězových kol. Převodový poměr nemá být větší nežli 8 až 9 u řetězů s malou 31

25 roztečí a ne větší než-li 6 až 7 u řetězů s větší roztečí. Ve zvláštních případech mohou být převody provedeny i s větším převodovým poměrem. Tyto převody vyvolávají však následkem častějšího záběhu řetězu s pastorkem snížení životnosti řetězu. Schéma řetězového převodu sloužícího k pohonu unašečů s uvedenými osovými vzdálenostmi je zobrazeno na obr. 17. Řetězová kola budou vyrobeny z materiálu [10]. Jedná se o ocel použitelnou v prostředí, které vyžaduje vysokou čistotu (farmaceutický a potravinářský průmysl). Používá se na součásti pracující v potravinářském a chemickém průmyslu do teploty 400 C. Obr. 17 Schéma řetězového převodu Pevnostní výpočet jednořadého válečkového řetězu Výpočet převodového poměru mezi řetězovými koly 1 a 2: i 12 [-] převodový poměr z 2 [-] počet zubů řetězového kola 2 z 1 [-] počet zubů řetězového kola 1 i z = = = z1 30 0,5 32

26 Výpočet převodového poměru mezi řetězovými koly 1 a 3: i 13 [-] převodový poměr z 3 [-] počet zubů řetězového kola 3 z 1 [-] počet zubů řetězového kola 1 Výpočet roztečné kružnice kola 1 i z = = = z1 30 0,5 p 12,7mm dt = = = 121,5mm o o sin sin z1 30 d t [mm] průměr roztečné kružnice velkého řetězového kola z 1 [-] počet zubů řetězového kola p[mm] rozteč řetězu Výpočet obvodové rychlosti: 1 dt π n1 121,5mm π 30 min 1 v= = = 0,191m s v[ m s 1 ] obvodová rychlost řetězu d t [mm] průměr roztečné kružnice velkého řetězového kola n 1 [min -1 ] otáčky velkého řetězového kola Výpočet diagramového výkon pro výběr typu řetězu dle ČSN : P 0, 25kW P = d 0,37kW k l2 ϕσ = 0, = P d [kw] diagramový výkon P[kW] přenášený výkon k [-] součinitel výkonu l 2 [-] součinitel mazání φ [-] součinitel provedení σ [-] součinitel vzdálenosti Součinitele k, l 2, φ, σ, voleny dle [9] Dle diagramu dle ČSN [11] byl zvolen typ řetězu jednořadý válečkový řetěz 08B. 33

27 Výpočet počtu článků řetězu: X β1 z1 A12 z2 z1 β 2 z2 A23 z3 z2 = π p 2 2π p β 3 z3 A13 z3 z π p ,92rad ,19mm ,19rad mm X = + 2π 12,7mm π 12,7mm ,19rad ,19mm , článků 2π = 12,7mm 2 X [-] počet článků řetězu z 1 [-] počet zubů řetězového kola 1 β 1 [rad] úhel opásání velkého řetězového kola A 12 [mm] osová vzdálenost řetězových kol 1 a 2 z 2 [-] - počet zubů řetězového kola 2 β 2 [rad] úhel opásání řetězového kola 2 A 23 [mm] osová vzdálenost řetězových kol 2 a 3 z 3 [-] počet zubů řetězového kola 3 β 3 [rad] úhel opásání velkého řetězového kola 3 A 13 [mm] osová vzdálenost řetězových kol 1 a 3 Výpočet roztečných kružnic řetězových kol 2 a 3: p 12,7mm dt 2 = = = 61,08mm o o sin sin z2 15 d t2 [mm] průměr roztečné kružnice řetězového kola 2 z 2 [-] počet zubů řetězového kola 2 p[mm] rozteč řetězu p 12,7mm dt3 = = = 61,08mm o o sin sin z3 15 d t3 [mm] průměr roztečné kružnice řetězového kola 2 z 2 [-] počet zubů řetězového kola 2 p[mm] rozteč řetězu 34

28 Výpočet tažné síly na řetězovém kole: 1000 P , 25kW Ft = = = 1310, 27N 1 v 0,191m s Kde F t [N] tažná síla na řetězovém kole P[kW] přenášený výkon v [ m s 1 ] obvodová rychlost řetězu Výpočet odstředivé síly na řetězovém kole: ( ) G = Q v = 0, 75kg m 0,191m s = 0, 03N G[N] odstředivá síla na řetězovém kole Q [ kg m 1 ] hmotnost 1 m řetězu dle tabulky dle ČSN [11] v [ m s 1 ] obvodová rychlost řetězu Výpočet celkového zatížení řetězu: FC = Ft + G = 1310, 27N + 0, 03N = 1310,3N F c [N] celkové zatížení řetězu F t [N] tažná síla na řetězovém kole G[N] odstředivá síla na řetězovém kole Výpočet statického bezpečnostního koeficientu: γ = FPt 17500N stat 13,36 7 F = c 1310,3N = γ stat [-] - statický bezpečnostní koeficient F Pt [N] zatížení odpovídající mezi pevnosti řetězu dle tabulky dle ČSN [11] F c [N] celkové zatížení řetězu Výpočet dynamického bezpečnostního koeficientu: γ = FPt 17500N dyn 13,36 5 Y F = c ,3N = γ dyn [-] - dynamický bezpečnostní koeficient F Pt [N] zatížení odpovídající mezi pevnosti řetězu dle tabulky dle ČSN [11] F c [N] celkové zatížení řetězu 35

29 Y [-] součinitel rázů Výpočet dovoleného tlaku v kloubech řetězu: p = p l1 l2 = 30, 21MPa 0,93 1 = 28,1MPa dov p dov [MPa] dovolený tlak v kloubech řetězu p i [MPa] měrný tlak v kloubech řetězu volený dle [9] l 1 [-] součinitel tření volený dle [9] l 2 [-] součinitel mazání volený dle [9] Stanovení výpočtového tlaku: i Fc 1310,3N p = v 26,2MPa 2 A = 50mm = p v [MPa] vypočtený tlak v kloubech řetězu F c [N] celkové zatížení řetězu A[mm 2 ] plocha kloubu dle tabulky dle ČSN [11] Porovnání tlaků: p v p dov 26,2MPa 28,1MPa Zvolený typ řetězu jednořadý válečkový řetěz 08B vyhovuje. Obr. 18 Výpočet kloubu Obr. 19 Výpočet řetězu Pro srovnání s teoretickou vypočtenou hodnotou jsem provedl rovněž kontrolní výpočet řetězu v programu ANSYS WORKBENCH. V tomto výpočtu bylo 36

30 zapotřebí přesně vyřešit problém kontaktních ploch, protože při načtení modelu z modeláře tyto kontaktní plochy byly špatně určeny. Bohužel tento výpočet byl omezen konečným počtem prvků sítě, co zapříčinilo tvorbu lokálních maxim, což mělo za následek větší nepřesnost výpočtu. Při výpočtu řetězu jsem postupoval tak, že jsem zatížil otočné pouzdro řetězu vypočtenou tažnou silou a poslední pouzdro zavazbil. Dosáhl jsem výsledků, které jsou znázorněny na obr. 19, které ukazují namáhání řetězu. Dále jsem pokračoval výpočtem kloubu. Ve výsledku na obr. 18 jsou zřejmě vidět lokální maxima. Při pominutí lokálních maxim vypočtený výsledek napětí v kloubu dosahuje průměrné hodnoty 27 MPa, což přibližně souhlasí s již vypočtenou hodnotou. Výpočet rozměrů řetězových kol Kolo 1: Hlavová kružnice: d = d + 0,5 d = 121,5mm+ 0,5 8,51mm= 125, 76mm a1 t1 1 d a1 [mm] průměr hlavové kružnice d t1 [mm] průměr roztečné kružnice d 1 [mm] průměr pouzdra dle tabulky dle ČSN Patní kružnice: d f1 = dt1 d1 = 121,5mm 8,51mm= 112,99mm df 1 [mm] průměr patní kružnice d t1 [mm] průměr roztečné kružnice d 1 [mm] průměr pouzdra dle tabulky dle ČSN Poloměr dna zubní mezery: r = 0,505 d = 0,505 8,51mm= 4,3mm i1 1 r i1 [mm] poloměr dna zubní mezery d 1 [mm] průměr pouzdra dle tabulky dle ČSN Poloměr boku zubu: e1 1 1 ( ) ( ) r = 0,12 d z + 2 = 0,12 8,51mm = 32,68mm r e1 [mm] poloměr boku zubu d 1 [mm] průměr pouzdra dle tabulky dle ČSN [11] z 1 [-] počet zubů řetězového kola 37

31 Poloměr zaobleni zubu: r = 1,5 d = 1,5 8,51mm= 12, 77mm x1 1 r x1 [mm] poloměr zaoblení zubu d 1 [mm] průměr pouzdra dle tabulky dle ČSN [11] Kolo 2: Roztečná kružnice: d t 2 d t2 [mm] průměr roztečné kružnice z 2 [-] počet zubů řetězového kola p[mm] rozteč řetězu Hlavová kružnice: p 12,7mm = = = 61,08mm o o sin sin z2 15 d = d + 0,5 d = 61, 08mm+ 0,5 8,51mm= 65,34mm a2 t2 1 d a2 [mm] průměr hlavové kružnice d t2 [mm] průměr roztečné kružnice d 1 [mm] průměr pouzdra dle tabulky dle ČSN Patní kružnice: d f 2 = dt2 d1 = 61, 08mm 8,51mm= 52,57mm d f2 [mm] průměr patní kružnice d t2 [mm] průměr roztečné kružnice d 1 [mm] průměr pouzdra dle tabulky dle ČSN [11] Poloměr dna zubní mezery: r = 0,505 d = 0,505 8,51mm= 4,3mm i2 1 r i2 [mm] poloměr dna zubní mezery d 1 [mm] průměr pouzdra dle tabulky dle ČSN [11] Poloměr boku zubu: e2 1 2 ( ) ( ) r = 0,12 d z + 2 = 0,12 8,51mm = 17,36mm 38

32 r e2 [mm] poloměr boku zubu d 1 [mm] průměr pouzdra dle tabulky dle ČSN [11] z 2 [-] počet zubů řetězového kola Poloměr zaobleni zubu: r = 1,5 d = 1,5 8,51mm= 12, 77mm x2 1 r x2 [mm] poloměr zaoblení zubu d 1 [mm] průměr pouzdra dle tabulky dle ČSN [11] Kolo 3: Roztečná kružnice: d t3 d t3 [mm] průměr roztečné kružnice z 3 [-] počet zubů řetězového kola p[mm] rozteč řetězu Hlavová kružnice: p 12,7mm = = = 61,08mm o o sin sin z3 15 d = d + 0,5 d = 61, 08mm+ 0,5 8,51mm= 65,34mm a3 t3 1 d a3 [mm] průměr hlavové kružnice d t3 [mm] průměr roztečné kružnice d 1 [mm] průměr pouzdra dle tabulky dle ČSN [11] Patní kružnice: d f 3 = dt3 d1 = 61, 08mm 8,51mm= 52,57mm d f3 [mm] průměr patní kružnice d t3 [mm] průměr roztečné kružnice d 1 [mm] průměr pouzdra dle tabulky dle ČSN [11] Poloměr dna zubní mezery: r = 0,505 d = 0,505 8,51mm= 4,3mm i3 1 r i3 [mm] poloměr dna zubní mezery d 1 [mm] průměr pouzdra dle tabulky dle ČSN [11] 39

33 Poloměr boku zubu: e3 1 3 ( ) ( ) r = 0,12 d z + 2 = 0,12 8,51mm = 17,36mm r e3 [mm] poloměr boku zubu d 1 [mm] průměr pouzdra dle tabulky dle ČSN [11] z 3 [-] počet zubů řetězového kola Poloměr zaobleni zubu: r = 1,5 d = 1,5 8,51mm = 12, 77mm x3 1 r x3 mm] poloměr zaoblení zubu d 1 [mm] průměr pouzdra dle tabulky dle ČSN [11] Výpočet ozubeného převodu pohánějícího plnící buben Ozubené soukolí pohání plnící buben s příslušenstvím. Soukolí přenáší výkon 1,6 kw. Soukolí je navrhováno jako soukolí typu N (kola s nulovým posunutím výrobního nástroje), protože splňuje požadavky na minimální počty zubů jednotlivých kol a nehrozí nebezpečí podříznutí paty zubů. A taky vzhledem k tomu, že zlepšení pevnostních a záběrových vlastností dosažitelné posunutím hřebene je bezvýznamné a není nutné ani upravovat osovou vzdálenost soukolí na požadovanou vzdálenost. Materiál obou kol je vzhledem k potravinářskému průmyslu ocel [12] s mezí pevnosti v tah R m = 515MPa tvrdostí 215 HB. Jedná se o ocel stabilizovanou titanem se zvýšenou odolnosti proti mezikrystalické korozi. Ocel je vhodná pro prostředí vyžadující čistotu (farmaceutický a potravinářský průmysl), vhodná pro prostředí se silnou oxidační povahou. Jedná se o soukolí silové, a proto je třeba provádět pevnostní kontrolu. Pevnostní kontrolu jsem provedl dle Bacha. Pevnostní výpočet dle Bacha vychází z výpočtu vetknutého nosníku, a předpokládá, že zub zatěžuje obvodová síla. Pevnostní výpočet dle Bacha byl rovněž proveden v programu Autodesk INVETOR 10. Šířky zubů u pastorku a kola jsou totožné. Úhel sklonu zubů se ve všeobecném strojírenství volí pro větší výkony (7 15 ), pro menší výkony (15 25 ). Čím větší je úhel sklonu β, tím větší součinitel záběru krokem ε β a tedy lepší plynulost záběru, menší hlučnost a zpravidla větší únosnost, ale tím větší axiální síly v ozubení, které nepříznivě namáhají ložiska. Úhel sklonu zubu byl zvolen β = 16. Stanovení převodového poměru: i = 1 40

34 Návrh modulu: ( ) 2 a w cosβ 2 130mm cos 16 m= = = 4,38mm i m[mm] modul ozubeného kola a w [mm] osová vzdálenost β[ ] úhel sklonu zubu i [-] - převodový poměr Dle ČSN [11] dle tabulky dle řady 1 byl zvolen modul 5 mm. Výpočet počtu zubů: ( ) ( ) ( ) 2 a w cosβ 2 130mm cos 16 z1 = = = 24,99 25zubů mi+ 1 5mm 1+ 1 z2 = i z1 = 125 = 25zubů z 1 [-] počet zubů ozubeného kola z 2 [-] počet zubů ozubeného kola m[mm] modul ozubeného kola a w [mm] osová vzdálenost β[ ] úhel sklonu zubů i [-] - převodový poměr Výpočet čelního modulu: m 5mm mt = = = 5, 2mm cos β cos16 m t [mm] čelní modul ozubeného kola m[mm] modul ozubeného kola β[ ] úhel sklonu zubu Výpočet normálné rozteče: p = π m= π 5mm= 15,71mm p[mm] normálná rozteč m[mm] modul ozubeného kola Výpočet čelní rozteče: p t [mm] čelní rozteč p = π m = π 5, 2mm= 16,34mm t t 41

35 m t [mm] čelní modul ozubeného kola Výpočet čelního úhlu záběru: tanα n tan 20 αt = arctan = arctan = 20, 74 cos β cos16 α [ ] čelní úhel záběru t β[ ] úhel sklonu zubu α [ ] normalizovaný úhel záběru dle ČSN [11] n Výpočet základní rozteče: ptb = pt cosαt = 16,34mm cos 20, 74 = 15, 28mm α t [ ] čelní úhel záběru p t [mm] čelní rozteč p tb [mm] základní rozteč Výpočet tloušťky zubu (na roztečné kružnici): p t [mm] čelní rozteč s t [mm] tloušťka zubu Kolo 1: s t pt 16,34mm = = = 8,17mm 2 2 Výpočet průměru roztečné kružnice: d m z cos β 5mm ,04 mm cos = = = d 1 [mm] průměr roztečné kružnice β[ ] úhel sklonu zubu z 1 [-] počet zubů ozubeného kola Výpočet průměru základní kružnice: d = d cosα = 130,04mm cos 20,74 = 121,61mm b1 1 t d b1 [mm] průměr základní kružnice 42

36 d 1 [mm] průměr roztečné kružnice α [ ] čelní úhel záběru t Výpočet průměru hlavové kružnice: da1 = d1+ 2 m= 130, 04mm+ 2 5mm= 140, 04mm d a1 [mm] průměr hlavové kružnice d 1 [mm] průměr roztečné kružnice m [mm] modul ozubeného kola Výpočet průměru patní kružnice: ( ) ( ) d f 1 = d1 2 m 1+ c = 130,04 2 5mm 1+ 0,25 = 117,54mm d f1 [mm] průměr patní kružnice d 1 [mm] průměr roztečné kružnice m[mm] modul ozubeného kola c [-] hlavová vůle Výpočet průměru valivé kružnice: dw1 = d1 = 130, 04mm d w1 [mm] průměr valivé kružnice d 1 [mm] průměr roztečné kružnice Kolo 2: Výpočet průměru roztečné kružnice: m z d cos β d 2 [mm] průměr roztečné kružnice β[ ] úhel sklonu zubu z 2 [-] počet zubů ozubeného kola Výpočet průměru základní kružnice: 5mm ,04 mm cos = = = db2 = d2 cosαt = 130, 04mm cos 20, 74 = 121, 61mm d b2 [mm] průměr základní kružnice d 2 [mm] průměr roztečné kružnice α [ ] čelní úhel záběru t 43

37 Výpočet průměru hlavové kružnice: da2 = d2 + 2 m= 130, 04mm+ 2 5mm= 140, 04mm d a2 [mm] průměr hlavové kružnice d 2 [mm] průměr roztečné kružnice m[mm] modul ozubeného kola Výpočet průměru patní kružnice: ( ) ( ) d f 2 = d2 2 m 1+ c = 130,04 2 5mm 1+ 0,25 = 117,54mm d f2 [mm] průměr patní kružnice d 2 [mm] průměr roztečné kružnice m[mm] modul ozubeného kola c [-] hlavová vůle Výpočet průměru valivé kružnice: d w2 [mm] průměr valivé kružnice d 2 [mm] průměr roztečné kružnice Výpočet teoretické vzdálenosti os: dw2 = d2 = 130, 04mm a[mm] teoretická vzdálenost os d 1 [mm] průměr roztečné kružnice d 2 [mm] průměr roztečné kružnice a d1 + d 130, 04mm + 130, 04mm = = = 130, 04mm Výpočet skutečné vzdálenosti os: aw = a= 130, 04mm a w [mm] skutečná vzdálenost os a[mm] teoretická vzdálenost os Výpočet úhlu sklonu na základním válci: ( ) ( ) βb = arcsin sin β cosαn = arcsin sin16 cos 20 = 15,01 β b [ ] úhel sklonu zubu na základním válci 44

38 β[ ] úhel sklonu zubu α [ ] normalizovaný úhel záběru dle ČSN [11] n Výpočet provozního úhlu záběru: α [ ] čelní úhel záběru α t tw [ ] provozní úhel záběru α = α = 20,34 tw t Výpočet součinitele záběru profilu: tb ( ) 2 2 (140, 04 ) 121, , 04 sin 20,34 mm mm mm + = 1, ,28 mm ε [-] - součinitel záběru profilu α ( mm) d (140, 04 ) 121, 61 a1 db 1 + da2 db2 2awsinα mm tw εα = = + 2p 2 15,28mm d b1 [mm] průměr základní kružnice d a1 [mm] průměr hlavové kružnice d b2 [mm] průměr základní kružnice d a2 [mm] průměr hlavové kružnice a w [mm] skutečná vzdálenost os α tw [ ] provozní úhel záběru p tb [mm] základní rozteč Výpočet součinitele kroku: bw sin β 50mm sin16 ε β = = = 1,14 π m π 5mm ε β [-] - součinitel kroku b w [mm] šířka ozubeného kola β[ ] úhel sklonu zubu m[mm] modul ozubeného kola 2 45

39 Stanovení silových poměrů: Stanovení kroutícího momentu: M k P 1600W 1000 = = = Nmm 1 2π n 2π 0,5s M k [Nmm] kroutící moment P[W] přenášený výkon 1 n[ s ] otáčky kola Výpočet obvodové síly: M k Nmm F = t 7832,9N d = 1 130, 04mm = 2 2 F t [N] obvodová síla M k [Nmm] kroutící moment d 1 [mm] průměr roztečné kružnice Výpočet radiální síly: tanαn tan 20 Fr = Ft = 7832,9N = 2965,8N cos β cos16 F r [N] radiální síla F t [N] obvodová síla α n [ ] normalizovaný úhel záběru dle ČSN [11] β[ ] úhel sklonu zubu Výpočet axiální síly : Fa = Ft tan β = 7832,9N tan16 = 2246N F a [N] axiální síla F t [N] obvodová síla β[ ] úhel sklonu zubu Výpočet normálové síly: F n = Ft 7832,9N 8671,5 N cosα cos β = cos 20 cos16 = n F n [N] normálová síla 46

40 F t [N] obvodová síla β[ ] úhel sklonu zubu α [ ] normalizovaný úhel záběru dle ČSN [11] n Pevnostní výpočet ozubeného kola dle Bacha: Stanovení celkového zatížení: Fc = π c b m= π 0, MPa 65mm 5mm= 8627, 6N F c [N] celkové zatížení c = 0,065σ AB [MPa] dovolené namáhaní zubu v ohybu [13] σ AB [MPa] dovolené napětí v ohybu (tabulková hodnota) b[mm] šířka ozubeného kola m[mm] modul ozubeného kola Výpočet koeficientu bezpečnosti: Fc 8627, 6N S = 1,11 F = 7832,9N = t Ozubené kolo vyhovuje Návrh vstupního hřídele Vstupní hřídel bude vyroben z materiálu Jedná se o ocel použitelnou v prostředí, které vyžaduje vysokou čistotu (farmaceutický a potravinářský průmysl), je vhodná pro prostředí oxidační povahy. Vstupní hřídel (obr. 20) je spojený s výstupním hřídelem z převodovky pomocí drážkovaného spojení. Jedná se o rovnoboké drážkování. Dosednutí největšího počtu drážek a per se zajišťuje vhodným lícováním a to třemi způsoby: na vnitřním průměru, na boky drážek a na vnějším průměru profilu. Vstupní hřídel je středěn na vnitřní průměr. Na vstupní hřídeli bude uloženo ozubené kolo a řetězové kolo. Zatěžujícím prvkem hnací hřídele bude kroutící moment od přenášeného výkonu elektromotoru. Dalším zatížením působícím na vstupní hřídel je zatížení od ozubeného převodu a od řetězového převodu. Od ozubeného převodu je to axiální síla, radiální síla a obvodová síla. Od řetězového kola je to tažná síla. Namáhání vstupního hřídele je znázorněno na obr. 21. a průběh ohybových momentů v ose y a v ose z je na obr. 22 a na obr.23. Vzhledem k ohybovému namáhání, hřídel bude uložen ve dvou podporách. Budou jimi dva valivá ložiska. U valivých ložisek se čep odvaluje na těliskách. Kroužky a valivá tělesa se zhotovují z legovaných ocelí. Jsou přesně obrobeny, broušeny a kaleny. Povrch valivých těles a oběžné dráhy se leští. Jedno ložisko bude jednořadé kuličkové ložisko, které bude zachytávat radiální zatížení. Jednořadá kuličková ložiska se používají nejčastěji, jsou levná, snášejí poměrně vysoké frekvence otáčení. Mají dobrou únosnost v radiálním i axiálním směru. 47

41 Druhé ložisko bude zachytávat axiální zatížení od axiální složky síly ozubeného kola a radiální zatížení. Jedná se o jednořadé kuličkové ložisko s kosoúhlým stykem. Jednořadá kuličková ložiska s kosoúhlým stykem mají větší únosnost než Obr. 20 Vstupní hřídel kuličková ložiska. Tyto ložiska se hodí především pro velmi přesná uložení. Obr. 21 Schéma zatížení vstupního hřídele 48

42 Obr. 22 Průběh ohybového momentu na hřídeli v ose y Obr. 23 Průběh ohybového momentu na hřídeli v ose z 49

43 Materiál hřídele : ocel válcováno za tepla mez pevnosti R m = 550 MPa mez kluzu R e = 220 MPa mez únavy σ c = 240 MPa Zadané hodnoty: koeficient bezpečnosti k k = 2 zatížení od řetězového převodu: F Ay = 1073,34 N F Az = 751,56 N zatížení od ozubeného převodu: F Bx = 2246 N F By = 2306,11 N F Bz =5649,51 N vzdálenosti mezi působišti sil : l 1 = 66 mm l 2 = 47 mm l 3 = 52,5 mm Rovnice rovnováhy na hřídeli: 0 = FDx FBx 0 = FAy + FBy FCy FDy 0 = FAz FBz + FCz + FDz 0 = FAz l1 FBz ( l1+ l2) + FDz ( l1+ l2 + l3) d1 0 = FAy l1 FBy ( l1+ l2) + FDy ( l1+ l2 + l3) + FBx 2 0 = F 2246N Dx 0 = 1073,34N ,11N F F 0 = 751,56N 5649,51N + F + F ( ) Dz ( ) ( ) ( ) 0 = 751,56N 66mm 5649,51N 66mm + 47mm + F 66mm + 47mm + 52,5mm 0 = 1073,34N 66mm 2306,11N 66mm + 47mm + F 66mm + 47mm + 52,5mm + 130,04mm N 2 Následnou úpravou těchto rovnic dostaneme: F F F F F Cy Cz Dx Dy Dz = 2468,5N = 2937,37N = 2246N = 1571,56N = 5649,51N Cy Cz Dy Dz Dy 50

44 Výpočet celkové radiální síly v místě podpory C 2 2 Cr Cy Cz ( ) ( ) 2 2 F = F + F = 2468,5N ,37N = 3836,88N Výpočet celkové radiální síly v místě podpory D 2 2 Dr Dy Dz ( ) ( ) 2 2 F = F + F = 1571,56N ,51N = 5864N Výpočet základní dynamické únosnosti ložiska v místě podpory C V místě podpory C se bude nacházet jednořadé kuličkové ložisko. Průměr hřídele pod ložiskem je φ = 40 mm. Pro správné dosednutí ložiska na hřídel bude použit zápich F 2,5 x 0,3 dle ČSN L a h n1 k h 30 min C10 = af Vk FCr ,88N 15411,2 N 6 = = C 10 [N] základní dynamická únosnost ložiska a f [-] provozní součinitel V k [-] rotuje vnitřní kroužek ložiska F Cr [N] radiální síla L h [h] trvanlivost ložisek n 1 [s -1 ] otáčky hřídele a k [-] exponent pro kuličková ložiska Dle ČSN [11] volím pro průměr hřídele φ = 40 mm jednořadé kuličkové ložisko 6208 se základní dynamickou únosností C = N. Výpočet základní dynamické únosnosti ložiska v místě podpory D V místě podpory D se bude nacházet jednořadé kuličkové ložisko kosoúhlým stykem. Průměr hřídele pod ložiskem je φ = 40 mm. Pro správné dosednutí ložiska na hřídel bude použit zápich F 2,5 x 0,3 dle ČSN Stanovení koeficientů: X =0,56, Y=1,55 Výpočet ekvivalentního zatížení: Fe 1 = X Vk FDr + Y FDx = 0, N + 1, N = 6765,15N 51

45 Výpočet základní dynamické únosnosti ložiska L a h n1 k h 30 min C10 = af Vk FCr ,15N 27172,9N 6 = = C 10 [N] základní dynamická únosnost ložiska a f [-] provozní součinitel V k [-] rotuje vnitřní kroužek ložiska F Cr [N] radiální síla L h [h] trvanlivost ložisek n 1 [min -1 ] otáčky hřídele a k [-] exponent pro kuličková ložiska Dle ČSN [11] volím pro průměr hřídele φ = 40 mm jednořadé kuličkové ložisko s kosoúhlým stykem 7208 se základní dynamickou únosností C = N. Stanovení poměru velikosti axiálního zatížení ložiska a základní statické únosnosti ložiska k určení parametru e: FDx C N = = 0, N Z tabulky dle [11] odečteme přibližně parametr e = 0,29 Poměr axiální a radiální síly: V k rotuje vnitřní kroužek ložiska F Dr [N] radiální zatížení F Dx [N] axiální zatížení FDx 2446N 0,38 V F = N = k Dr Platí poměr: Platí poměr Y 2 = 1,5. F Dx Vk F e Dr F Dx Vk F e Dr tak tabulky [11] odečteme hodnoty koeficientů X 2 = 0,56, 52

46 Výpočet ekvivalentního zatížení: Fe 2 = X2 Vk FDr + Y2 FDx = 0, N + 1,5 2246N = 6652,85N Výpočet základní dynamické únosnosti ložiska L a h n1 k h 30 min C10 = af Vk FCr ,85N 7138,9N 6 = = C 10 [N] základní dynamická únosnost ložiska a f [-] provozní součinitel V k [-] rotuje vnitřní kroužek ložiska F Cr [N] radiální síla L h [h] trvanlivost ložisek n 1 [min -1 ] otáčky hřídele a k [-] exponent pro kuličková ložiska Dle ČSN [11] volím pro průměr hřídele φ = 40 mm jednořadé kuličkové ložisko s kosoúhlým stykem 7208 se základní dynamickou únosností C = 30000N. Určení nebezpečných míst na hřídeli: Podle průběhu ohybového momentu na hřídeli (obr.22 a obr.23) je nebezpečným bodem na hřídeli místo uložení ozubeného kola tedy bod B. Navíc v bodě B se nachází drážka pro pero. Bod B 2 FBx d1 MoB = ( FDz l3) + FDy l3+ = N 130,04mm = ( 5649,51N 52,5mm) ,56N 52,5mm+ = Nmm 2 M ob [Nmm] celkový ohybový moment v bodě B 2 Výpočet maximálního ohybového napětí v místě drážky pro pero: σ 32 M Nmm = = = 39,7MPa π ob o max 3 3 ( D t ) π ( 52mm 6,2mm) h 53

47 σ omax [MPa] maximální ohybové napětí v bodě B M ob [Nmm] celkový ohybový moment v bodě B D[mm] průměr hřídele t h [mm] hloubka drážky pro pero v hřídeli Výpočet maximálního kroutícího namáhání v místě drážky pro pero: τ 16 M Nmm = = = 27MPa k k max π ( D t ) 3 ( 52 6,2 ) 3 h π mm mm τ k max [MPa] maximální kroutící namáhání v bodě B M k [Nmm] celkový kroutící moment v bodě B D[mm] průměr hřídele t h [mm] hloubka drážky pro pero v hřídeli Výpočet celkového napětí dle podmínky HMH: σ σ redhmh omax k max 2 2 max max ( ) ( ) 2 2 σredhmh = σo + 3 τk = 39,7MPa MPa = 61,35MPa [MPa] celkové napětí v bodě B [MPa] maximální ohybové napětí v bodě B τ [MPa] maximální kroutící namáhání v bodě B Bezpečnost vůči meznímu stavu pružnosti: R e 220MPa k = 3,58 σ = 12,9MPa = redhmh k [-] bezpečnost vůči meznímu stavu pružnosti R e [MPa] mez kluzu materiálu σ [MPa] celkové napětí v bodě B redhmh Výpočet redukovaného napětí na hřídeli byl proveden rovněž v programu ANSYS. Místa uložení ozubeného kola a řetězového kola byly zatíženy vypočtenými silami působícími v místě styku. Místa uložení ložisek byly zavazeny Bearing load, což znamená vazbou a zatížením od ložiska. Plochy drážkování bylo využito k zavazení hřídele. Výsledné redukované napětí podle podmínky HMH se liší od již vypočtené hodnoty. Kontrolním pevnostním výpočtem v programu ANSYS bylo dosaženo výsledku 52 MPa (obr. 24). Analytickým výpočtem byla zjištěna hodnota redukovaného napětí 61,35 MPa. Rozdíl vypočtených hodnot je přibližně 9 MPa. 54

48 Obr. 24 Zavazbení a zatížení vstupního hřídele Ansys Workbench Obr. 25 Výpočet redukovaného napětí na hřídeli v programu Ansys Workbench 55

49 Výpočet únavové pevnosti materiálu: Určení součinitele vrubu z Heywoodova vztahu [14]: α 2,6 β = = = 1, 97 α 1 k 2,6 1 0, α r 2,6 0,6 β [-] - součinitel vrubu α [-] - součinitel koncentrace napětí dle [14] k [-] materiálová charakteristika dle [14] r [-] poloměr křivosti v kořeni vrubu Výpočet součinitele velikosti součásti: ν = ν1 ν2 = 0,86 1 = 0,87 ν [-] součinitel velikosti součásti ν 1 [-] součinitel pro homogenní napjatost dle [14] ν 2 [-] součinitel pro korekci na nehomogenní napjatost dle [14] Výpočet součinitele kvality povrchu součásti: η = η1 η2 = 0,87 1,3 = 1,131 η [-] - součinitel kvality povrchu součásti η 1 [-] - součinitel pro kvalitu opracování dle [14] η 2 [-] - součinitel pro povrchovou úpravu součásti dle [14] Výpočet mez únavy hřídele: * ν η 0,87 1,131 σco = σc = 240 MPa = 120 MPa β 1, 97 σ [MPa]- mez únavy součásti * Co σ C [MPa]- mez únavy β [-] - součinitel vrubu ν [-] součinitel velikosti součásti η [-] - součinitel kvality povrchu součásti 56

50 Výpočet bezpečnosti vůči meznímu stavu únavové pevnosti - ohyb: * σ Co 120MPa kσ = = = 3, 02 σ omax 39,7MPa k σ [-] mez bezpečnosti vůči meznímu stavu únavové pevnosti - ohyb * σ Co [MPa] - mez únavy součásti σ [MPa] maximální ohybové napětí v bodě B omax Výpočet bezpečnosti vůči meznímu stavu únavové pevnosti krut (vychází ze zjednodušujícího předpokladu): k τ 0,577 R 0, MPa e = = = 4,7 τ 27MPa k max k τ [-] - bezpečnost vůči meznímu stavu únavové pevnosti krut R e [MPa] mez kluzu materiálu τ [MPa] maximální kroutící namáhání v bodě B k max Výpočet bezpečnosti vůči meznímu stavu únavové pevnosti: kσ kτ 3, 02 4, 7 kc = = = 2, kσ + kτ 3, , 7 k c [-] bezpečnost vůči meznímu stavu únavové pevnosti k σ [-] mez bezpečnosti vůči meznímu stavu únavové pevnosti - ohyb k τ [-] - bezpečnost vůči meznímu stavu únavové pevnosti krut Navržená hřídel vyhovuje meznímu stavu únavové pevnosti Uložení ozubeného kola a řetězového kola na vstupní hřídeli Ke spojení hřídele s ozubeným kolem je použito spojení pomocí dvou per. Náboj se na pera pouze nasune. Pera přenáší kroutící moment mezi hřídelem a nábojem svými boky. V tomto spojení je použito dvou per těsných. Pera těsná dle ČSN [11] se používají pro spojení náboje s hřídelem tam, kde by naklínování způsobilo nepřijatelnou souosost a tam, kde se předpokládá častější demontáž. Drážky pro pera budou frézovány pod úhlem 120. Použitým materiálem pro pero je ocel Ozubené kolo je zajištěno proti axiálnímu pohybu pomocí pojistného kroužku pro hřídele dle ČSN [11]. Použitým uložením pro uložení ozubeného kola na hřídel je uložení H7/j6 jedná se o posuvné uložení s nepatrnou vůlí nebo s nepatrným přesahem. Používá se tam, kde se požaduje snadná montáž a demontáž součástí [15]. Tímto uložením s dosahuje velmi 57

51 přesného zajištění polohy a ustavení součástí. Řetězové kolo je spojeno pomocí 5 šroubů s ozubeným kolem. Použitými šrouby jsou šrouby M10 x 1,5 dle ČSN EN [11]. Šrouby rovněž zajišťují řetězové kolo proti axiálnímu pohybu a umožňují přesné ustavení součásti. Proti povolení jsou šrouby zajištěny pružnou podložkou dle ČSN [11]. Použitým uložením pro spojení řetězového kola je rovněž H7/j6. Rozpěrný kroužek mezi řetězovým kolem a ozubeným kolem slouží k vymezení přesné vzdálenosti mezi těmito součástmi a rovněž jako opora pro řetězové kolo. Kuličkové ložisko je zajištěno proti axiálnímu posunutí pomocí pojistného kroužku pro hřídele dle ČSN [11] a je uloženo ve víčku. Kuličkovému ložisku s kosoúhlým stykem brání v axiálnímu posunutí víko. Tyto víka jsou vzájemně sešroubovány a přišroubovány k uzavřenému profilu. Obr. 25 ukazuje uložení součástí na hřídeli. Obr. 26 Vstupní hřídel se součástmi Kontrola na otlačení pero hřídel Pro spojení ozubeného kola s hřídeli bude použito dvou per 16 e7 x 10 x 56. Stanovení zatěžující síly: F k [N] zatěžující síla F k = M k Nmm 22240N D t = h 52mm 6,2mm =

52 M k [Nmm] celkový kroutící moment na hřídeli D[mm] průměr hřídele t h [mm] hloubka drážky pro pero v hřídeli Kontrola na otlačení pero hřídel Výpočet zatížení: p h Fk 22240N = = = 32MPa n l t mm mm ( ) 2 ( 56 6,2 ) h p h [MPa] tlakové zatížení spoje l [mm] délka pera t h [mm] hloubka drážky pro pero v hřídeli n [-] počet per p d [MPa] dovolený tlak Kontrola na otlačení pero náboj Výpočet zatěžující síly: ph pd 32MPa 80MPa M k 95493Nmm Fn = = = 18254,3N D + tn 52mm + 3,8mm 2 2 F n [N] zatěžující síla M k [Nmm] celkový kroutící moment na hřídeli D[mm] průměr hřídele t n [mm] hloubka drážky pro pero v náboji Výpočet zatížení: p n Fn 18254,3N = = = 60MPa n l b t 2 56mm 16mm 3,8mm ( ) ( ) n p n [MPa] tlakové zatížení spoje l [mm] délka pera t n [mm] hloubka drážky pro pero v náboji 59

53 b [mm] šířka pera n [-] počet per ph pd 60MPa 80MPa p d [MPa] dovolený tlak Navržené pero vyhovuje. Pevnostní výpočet šroubů Šrouby jsou zatížený silou od přenášeného kroutícího momentu. Tato síla je kolmá k ose šroubů a šrouby jsou zatíženy na střih. Výpočet šroubů jsem provedl v programu Autodesk INVENTOR 10. Výpočet pracovní síly ve šroubovém spoji: F max 1+ ψ FT 1+ 0,5 2387N = = = 895,12N i f 5 0,8 F max [N] pracovní síla ve šroubovém spoji F T [N] maximální provozní tečná síla ψ [-] - součinitel těsnosti spoje i [-] počet šroubů f [-] součinitel tření ve spoji Stanovení předepínací síly ve šroubovém spoji: Výpočet utahovacího momentu: Fo = Fmax = 895,12N d 2 p f 1 MU = Fo tan + + 0,7 d f2 2 π d2 cos 30 = 9, 03mm 1,5mm 0,15 = 895,12N tan 0, 7 10mm 0,8 5028, 61Nmm = π 9,03mm cos30 M U [Nmm] utahovací moment F o [N] předepínací síla d 2 [mm] roztečný průměr závitu p [mm] stoupání závitu 60

54 f 1 [-] součinitel tření v závitu d [mm] průměr závitu f 2 [-] součinitel tření v dosedací ploše Vypočítané napětí ve šroubu: 4 Fo 4 895,12N σ t = = = 17,11MPa π d 2 ( ) 2 min π 8,16mm σ t [MPa] napětí ve šroubu F o [N] předepínací síla d min [mm] minimální průměr šroubu Vypočítané napětí ve šroubu v krutu: 16 MU ,16Nmm τ k = = = 47,13MPa π d 3 ( ) 3 min π 8,16mm τ k [MPa] napětí ve šroubu v krutu d min [mm] minimální průměr šroubu M U [Nmm] utahovací moment Výpočet redukovaného napětí ve šroubu: ( ) ( ) red = t + 3 k = 17,11MPa ,13MPa = 83,4MPa σ σ τ σ [MPa] redukované napětí ve šroubu k red τ [MPa] napětí ve šroubu v krutu σ [MPa] napětí ve šroubu t Výpočet bezpečnosti vůči meznímu stavu pružnosti: k k Re 195MPa = = = 2,33 σ 83,4MPa red k k [-] bezpečnost vůči meznímu stavu pružnosti R e [MPa] mez kluzu materiálu šroubů σ [MPa] redukované napětí ve šroubu red 61

55 Výpočet tlaku v závitu šroubu: p c 4 F 4 895,12N 2 2 0,8 d 2 2 0,8 10mm π ( d D1 ) π ( ( 10mm) ( 8,38mm) ) p 1, 5mm max = = = 7,18MPa p c [MPa] tlak v závitu šroubu F max [N] pracovní síla ve šroubovém spoji d [mm] maximální průměr šroubu D 1 [mm] minimální průměr závitu matice Porovnání tlaků: Navržené šrouby vyhovují. pc pd 7,18MPa 40MPa Výpočet šroubů byl proveden rovněž v programu ANSYS. Při výpočtu šroubu bylo potřeba znovu vyřešit přesně problém kontaktních ploch. Jednalo se především o dosedací plochy šroubu a podložky, šroubu a rozpěrného kroužku. Rovněž bylo potřeba dosáhnout zjemnění sítě ve dříku šroubů a tím omezit vnik lokálních maxim. Tento výpočet byl proveden pouze pro zatížení od osové síly, nebylo v něm uvažováno se zatížením v podobě utahovacího momentu. Rovněž i v tomto výpočtu se objevili odchylky od předem vypočítaných hodnot. Výrazný je zde výskyt lokálního maxima, který převyšuje vypočítané napětí o 7 MPa. Ale jinak při podrobném rozboru výsledků, se výsledky shodují. Obr. 27 Výpočet šroubů 62

56 Obr. 28 Výpočet šroubu Výpočet řetězového převodu sloužícího k pohonu dopravníku Obr. 29 Schéma řetězového převodu s napínací kladkou Použitým řetězem pro tento řetězový převod bude opět jednořadý válečkový řetěz. U tohoto řetězového převodu vzhledem k jeho délce je nutné použít napínací kladku, abychom zajistili optimální napnutí řetězu, jinak by hrozilo přílišné zahřívání řetězu, dochází k většímu opotřebení a hrozí rovněž jeho spadnutí z řetězových kol. Napínací kladka bude mít stejný počet zubů jako menší řetězové kolo tj. 17 zubů. Napínací kladka bude uchycena k rámu. Napínání řetězu bude zajištěno pomocí pružiny, která bude dotlačovat napínací kladku směrem k řetězu. Schéma řetězového převodu spolu s umístěním napínací kladky a osovými vzdálenostmi je znázorněno na obr. 29. Použitým materiálem pro řetězová kola bude rovněž materiál Výpočet převodového poměru mezi řetězovými koly 1 a 2: z 2 [-] počet zubů řetězového kola 2 z 1 [-] počet zubů řetězového kola 1 i 12 [-] převodový poměr i z = = = z1 39 0,436 63

57 Výpočet roztečné kružnice kola 1: p 9,525mm dt = = = 118,37mm o o sin sin z1 39 d t [mm] průměr roztečné kružnice velkého řetězového kola z 1 [-] počet zubů řetězového kola p[mm] rozteč řetězu Výpočet obvodové rychlosti: 1 dt π n1 118,37mm π 60min v= = = 0,372m s d t [mm] průměr roztečné kružnice velkého řetězového kola v[ m s 1 ] obvodová rychlost řetězu n 1 [min -1 ] otáčky velkého řetězového kola Výpočet diagramového výkon pro výběr typu řetězu dle ČSN : 1 P d P 0,18kW = = = 0,19kW k l ϕσ 0, ,15 2 P d [kw] diagramový výkon P[kW] přenášený výkon k [-] součinitel výkonu l 2 [-] součinitel mazání φ [-] součinitel provedení σ [-] součinitel vzdálenosti Součinitele k, l 2, φ, σ, voleny dle [9] Dle diagramu dle ČSN [11] volím typ řetězu jednořadý válečkový řetěz 06B. Výpočet počtu článků řetězu: X A z + z C p 963,5mm , 65 9,525mm = + + = + + = p 2 A 9,525mm 2 963,5mm , článků X [-] počet článků řetězu z 1 [-] počet zubů řetězového kola 1 64

58 A 12 [mm] osová vzdálenost kola 1 a kola 2 z 2 [-] - počet zubů řetězového kola 2 C [-] součinitel dle tabulky [9] Výpočet roztečných kružnice řetězových kol 2: p 9,525mm dt 2 = = = 51,84mm o o sin sin z2 17 d t2 [mm] průměr roztečné kružnice řetězového kola 2 z 2 [-] počet zubů řetězového kola 2 p[mm] rozteč řetězu Výpočet tažné síly na řetězovém kole: 1000 P ,18kW Ft = = = 483,87N 1 v 0,372m s Kde F t [N] tažná síla na řetězovém kole P[kW] přenášený výkon v [ m s 1 ] obvodová rychlost řetězu Výpočet odstředivé síly na řetězovém kole: ( ) G = Q v = 0, 41kg m 0,372m s = 0, 057N G[N] odstředivá síla na řetězovém kole Q[ kg m 1 ] hmotnost 1 m řetězu dle tabulky dle ČSN [11] v[ m s 1 ] obvodová rychlost řetězu Výpočet celkového zatížení řetězu: FC = F + G = 483,87N + 0, 057N = 483,93N F c [N] celkové zatížení řetězu F[N] tažná síla na řetězovém kole G[N] odstředivá síla na řetězovém kole Výpočet statického bezpečnostního koeficientu: γ = FPt 8900N stat 18,39 7 F = 483,93N = c 65

59 γ stat [-] - statický bezpečnostní koeficient F Pt [N] zatížení odpovídající mezi pevnosti řetězu dle tabulky dle ČSN [11] F c [N] celkové zatížení řetězu Výpočet dynamického bezpečnostního koeficientu: γ = FPt 8900N dyn 18,39 5 Y F = c 483,93N = γ dyn [-] - dynamický bezpečnostní koeficient F Pt [N] zatížení odpovídající mezi pevnosti řetězu dle tabulky dle ČSN [11] F c [N] celkové zatížení řetězu Y součinitel rázů Výpočet dovoleného tlaku v kloubech řetězu: pdov = pi l1 l2 = 28,94MPa 1,12 1 = 32, 4MPa p dov [MPa] dovolený tlak v kloubech řetězu p i [MPa] měrný tlak v kloubech řetězu volený dle [9] l 1 [-] součinitel tření volený dle [9] l 2 [-] součinitel mazání volený dle [9] Stanovení výpočtového tlaku: Fc 483,93N p = v 17,28MPa 2 A = 28mm = p v [MPa] vypočtený tlak v kloubech řetězu F c [N] celkové zatížení řetězu A[mm 2 ] plocha kloubu dle tabulky dle ČSN [11] Porovnání tlaků: p v p dov 17,28MPa 32,4MPa Zvolený typ řetězu jednořadý válečkový řetěz 06B vyhovuje. 66

60 Kolo 1: Hlavová kružnice: d = d + 0,5 d = 118,37mm+ 0,5 6,35mm= 121,55mm a1 t1 1 d a1 [mm] průměr hlavové kružnice d t1 [mm] průměr roztečné kružnice d 1 [mm] průměr pouzdra dle tabulky dle ČSN [11] Patní kružnice: d f1 = dt1 d1 = 118,37mm 6,35mm= 112, 02mm df 1 [mm] průměr patní kružnice d t1 [mm] průměr roztečné kružnice d 1 [mm] průměr pouzdra dle tabulky dle ČSN [11] Poloměr dna zubní mezery: r = 0,505 d = 0,505 6,35mm= 3, 21mm i1 1 r i1 [mm] poloměr dna zubní mezery d 1 [mm] průměr pouzdra dle tabulky dle ČSN [11] Poloměr boku zubu: e1 1 1 ( ) ( ) r = 0,12 d z + 2 = 0,12 6,35mm = 31,24mm r e1 [mm] poloměr boku zubu d 1 [mm] průměr pouzdra dle tabulky dle ČSN [11] z 1 [-] počet zubů řetězového kola Poloměr zaobleni zubu: r = 1,5 d = 1,5 6,35mm = 9,53mm x1 1 r x1 [mm] poloměr zaoblení zubu d 1 [mm] průměr pouzdra dle tabulky dle ČSN [11] 67

61 Kolo 2: Hlavová kružnice: d = d + 0,5 d = 51,84mm+ 0,5 6,35mm= 55, 02mm a2 t2 1 d a2 [mm] průměr hlavové kružnice d t2 [mm] průměr roztečné kružnice d 1 [mm] průměr pouzdra dle tabulky dle ČSN [11] Patní kružnice: d f 2 = dt2 d1 = 51,84mm 6,35mm= 45, 49mm d f2 [mm] průměr patní kružnice d t2 [mm] průměr roztečné kružnice d 1 [mm] průměr pouzdra dle tabulky dle ČSN [11] Poloměr dna zubní mezery: r = 0,505 d = 0,505 6,35mm= 3, 21mm i2 1 r i2 [mm] poloměr dna zubní mezery d 1 [mm] průměr pouzdra dle tabulky dle ČSN [11] Poloměr boku zubu: e2 1 2 ( ) ( ) r = 0,12 d z + 2 = 0,12 6,35mm = 14,48mm r e2 [mm] poloměr boku zubu d 1 [mm] průměr pouzdra dle tabulky dle ČSN [11] z 2 [-] počet zubů řetězového kola Poloměr zaobleni zubu: r = 1,5 d = 1,5 6,35mm = 9,53mm x2 1 r x2 [mm] poloměr zaoblení zubu d 1 [mm] průměr pouzdra dle tabulky dle ČSN [11] 68

62 4.3 Konstrukce unašeče k transportu prázdných plechovek 4.3 Obr. 30 Unášeč prázdných plechovek Kroutící moment je na unášeč (obr.30) přiváděn pomocí řetězového převodu a odváděn pomocí řetězového převodu k pohonu podávacího šneku. Vzdálenost mezi dvěma řetězovými koly je vymezena pomocí rozpěrného kroužku. Kroužek je vyroben z oceli a je stejně jako oba řetězová kola spojen s hřídelí pomocí pera těsného 6 e7 x 6 x 50 dle ČSN [11]. Cela tato soustava řetězových kol a rozpěrného kroužku je zajištěna proti axiálnímu posunutí kruhovou maticí KM 4 se zářezy dle ČSN [11] a pojistnou podložkou MB 4 dle ČSN [11]. Pro takový to způsob zajištění musí být v závitové části hřídele vyrobená drážka pro zub MB podložky. Celá tato hřídel je uložena ve dvou jednořadých kuličkových ložiscích 6005 dle ČSN Bude se jednat o ložiska s těsněním na jedné straně. Jejich vzdálenost je vymezena použitím rozpěrného kroužku z oceli Ložiska a rozpěrný kroužek jsou uloženy ve skříni. Proti axiálnímu posunutí jsou ložiska zajištěny pomocí pojistného kroužku pro díry 47 dle ČSN [11]. Celá skříň bude přišroubovaná čtyřmi šrouby k uzavřenému profilu. A samotný unášeč bude přišroubován šroubem M6 dle ČSN EN [11] ke hřídeli. 69

63 4.4 Konstrukce unášeče k transportu plných plechovek Provedení toho to unášeče je identické jako provedení unášeče podávajícího prázdné plechovky. Kroutící moment je na unášeč (obr. 30) přiváděn pomocí řetězového převodu a odváděn pomocí řetězového převodu k pohonu dopravníku. Vzdálenost mezi dvěma řetězovými koly je opět vymezena rozpěrným kroužkem z oceli Všechny tyto součásti jsou spojeny s hřídelí pomocí pera těsného 6 e7 x 6 x 50 dle ČSN [11]. Zajištění proti posunutí je provedeno pomocí kruhové matice KM 4 se zářezy dle ČSN [11] a pojistné podložky MB 4 dle ČSN [11]. Hřídel je uložena ve dvou kuličkových ložiscích 6005 dle ČSN [11] s těsněním na jedné straně. Proti axiálnímu posunutí budou Obr. 31 Unášeč plných plechovek zabezpečeny pojistným kroužkem 25 dle ČSN [11] a pojistným kroužkem 47 dle ČSN [11]. Rozpěrný kroužek bude sloužit jak opora ložisek a bude určovat vzdálenost mezi nimi. Ložiska, rozpěrný kroužek a pojistný kroužek pro díry budou uloženy ve skříni, která bude pomocí čtyř šroubů M10 x 1,5 ČSN EN [11]přišroubováno k nosnému uzavřenému profilu. V horní částí hřídele je opět přišroubován unášeč šroubem M6 dle ČSN EN [11]. 70

64 4.5 Plastové ozubené soukolí 4.5 Kroutící moment se přenáší na hřídel pomocí řetězového převodu. Řetězové kolo je spojeno s hřídelem pomocí pera těsného 5 e7 x 5 x 20 dle ČSN [11] Je zajištěno proti posunutí pomocí dvou kontra matic M12 dle ČSN EN ISO [11] a dle ČSN EN [11]. Hřídel je uložena v jednom kuličkovém ložisku s kosoúhlým stykem 7303 dle ČSN Ložisko je zajištěno proti axiálnímu posunutí pomocí pojistným kroužkem 17 dle ČSN [11]. Ložisko bude s obou stran uzavřeno ve vících. Tyto víka budou vzájemně sešroubovány pomocí 8 šroubů M4 x 14 dle ČSN EN [11] a 8 pružných podložek 4 dle ČSN [11]. V obou vících se bude nacházet těsnění, aby nedocházelo ke znečištění ložiska. Jedná se o plstěné kroužky φ17 dle ČSN [11] a budou umístěny v drážce pro těsnění, která se nachází v každém víku. Pro návrh kuželového soukolí s přímými zuby jsem použil výrobní program firem LPM s.r.o. [16] a BETZ s.r.o. [17]. Kuželové soukolí bylo vybráno dle katalogu firem. Bude vyrobeno s lítého polyamidu PA 6 G 210 s mezí kluzu Re 90 MPa a tvrdosti dle Brinella 160 HB. Součástí těchto ozubených kol bude hřídel se závitem a konzola ve kterém bude uložená hřídel v kluzném ložisku. Následně se hřídel kola našroubuje do hřídele. Konzoly s koly a víka se přišroubují do základní desky a ta bude opět přišroubovaná do uzavřeného profilu. Obr. 32 Plastová kuželová ozubená kola 71

65 D model navrženého pohonu 3D model navrženého pohonu byl vytvářen v programu Autodesk INVENTOR 10. Při tvorbě modelu se postupovalo následovně. Nejprve byla v programu navržena součást, následně vypočítána a případně upravena. K modelování normovaných součástí jsem využil v programu INVENTOR podprogramy Knihovnu součástí a Obsahové centrum. V těchto programech se nacházejí výpočty dle nichž jde jednoduše navrhovat různé součásti. Při tvorbě sestavy byly zachovány převodové poměry a kinematické vazby mezi součástmi a výsledný model dovoluje téměř pohyb celého navrženého pohonu. Jediným problémem, který se během modelování vyskytl byl model řetězu. Tento model při zachování všech vazeb způsoboval problémy operačního systému počítače. Proto jsem řetěz vymodeloval jako nepohyblivý. Celkový 3d model navrženého pohonu je uveden v příloze 1. Obr. 33 Model unašečů 72

66 ZÁVĚR ZÁVĚR V této diplomové práci je řešen návrh pohonu dopravníku plnícího stroje. Jsou zde popsány tři varianty řešení, které se v současné době vyskytují na trhu. Především z cenových důvodů byl vybrán společný pohon dopravníku, plnícího bubnu a podávacího zařízení jedním elektromotorem s frekvenčním měničem. I když se jedná o konstrukčně nejsložitější řešení, je cenově nejpřijatelnější. V diplomové práci je uveden úplný výpočet pohonu, včetně rozměrů použitých ozubených a řetězových kol. Pevnostní kontrola byla provedena výpočtem u všech částí pohonu (hřídele, ložiska, řetězové převody a ozubené soukolí). Rovněž byly prováděny kontrolní pevnostní výpočty navržených součástí pomocí výpočtového programu ANSYS WORKBENCH. Součástí diplomové práce je rovněž vytvořený 3D model pohonu, který je uložen v elektronické příloze. 3D model byl vytvořen v programu Autodesk Inventor 10. Výkresová dokumentace jednotlivých součástí pohonu byla vytvořena v programu Autodesk AutoCAD

67 SEZNAM POUŽITÝCH ZDROJŮ SEZNAM POUŽITÝCH ZDROJŮ [1] Food processing Wikipedia, the free encyklopedia, URL:< [cit ] [2] Louis Pasteur Wikipedia, the free encyklopedia, URL:< [cit ] [3] Filling Machinery Biner Elison, URL:< [cit ] [4] Zilli&Belini srl. Prospekty [5] SIMA Food Machines Ltda Prospekty [6] uni-chains A/S Slat Top Chains Plastic, URL:< [cit ] [7] UNIKO stroje s.r.o. UP 220, URL:< > [cit ] [8] Demag Cranes & Componets, URL:< > [cit ] [9] Řetězy Vamberk volba válečkového řetězu, URL:< [cit ] [10] Nerezové oceli, URL:< [cit ] [11] LEINVEBER, J. ŘASA, J. VÁVRA, P. Strojnické tabulky. Praha: Scientia, s.r.o., s. ISBN [12] Pronton s.r.o., URL:< [cit ] [13] Interlloy Stainless Steel Bar, URL:< [cit ] [14] ONDRÁČEK, E., VRBKA, J, JANÍČEK, P. Mechanika těles, Pružnost a pevnost II. Brno: VUT Brno, s. ISBN: [15] SVOBODA, P., KOVÁRÍK, R., BRANDEJS, J. Základy konstruování. Brno: Akademické nakladatelství CERM, s.r.o., s. ISBN: [16] LPM, s.r.o. Prospekty [17] BETZ, s.r.o. Prospekty 74

68 SEZNAM POUŽITÝCH ZKRATEK, SYMBOLŮ A VELIČIN SEZNAM POUŽITÝCH ZKRATEK, SYMBOLŮ A VELIČIN Seznam použitých zkratek 3D CAD ČSN EN HMH ISO - 3-dimensional trojrozměrný - Computer Aided Design počítačem podporovaná konstrukce - Česká státní norma - European Norm - Evropská norma - podmínka plasticity Hencky, Mises, Huber pracovníci, kteří tuto podmínku nezávisle formulovali - International Organisation for Standardization Mezinárodní organizace pro standardizaci Seznam použitých symbolů a veličin A [mm 2 ] - plocha kloubu A 12 [mm] - osová vzdálenost řetězových kol 1 a 2 A 13 [mm] - osová vzdálenost řetězových kol 1 a 3 A 23 [mm] - osová vzdálenost řetězových kol 2 a 3 C [N] - základní statická únosnost ložiska C 10 [N] - základní dynamická únosnost ložiska D [mm] - průměr hřídele D 1 [mm] - minimální průměr závitu matice F a [N] - axiální síla F c [N] - celkové zatížení řetězu F Cr [N] - radiální síla F Dr [N] - radiální zatížení F Dx [N] - axiální zatížení F k [N] - zatěžující síla F max [N] - pracovní síla ve šroubovém spoji F n [N] - normálová síla F o [N] - předepínací síla F Pt [N] - zatížení odpovídající mezi pevnosti řetězu F r [N] - radiální síla na ozubeném kole F T [N] - maximální provozní tečná síla F t [N] - tažná síla na řetězovém kole F t [N] - obvodová síla na ozubeném kole G[N] - odstředivá síla na řetězovém kole L h [h] - trvanlivost ložisek M k [Nm] - kroutící moment M ob [Nmm] - celkový ohybový moment v bodě B M U [Nmm] - utahovací moment šroubu P [kw] - celkový výkon pro pohon stroje P [kw] - přenášený výkon P 1 [W] - výkon pro pohon plnícího bubnu a velkého unašeče P 2 [W] - výkon pro pohon dopravníku a malých unašečů 75

69 SEZNAM POUŽITÝCH ZKRATEK, SYMBOLŮ A VELIČIN P b [W] - výkon pro pohon plnícího bubnu P D [W] - výkon pro pohon dopravníku P d [kw] - diagramový výkon P mu [W] - výkon pro pohon malého unašeče 2 P vu [W] - výkon pro pohon velkého unašeče Q [ kg m 1 ] - hmotnost 1 m řetězu R e [MPa] - mez kluzu materiálu V k [-] - rotuje vnitřní kroužek ložiska X [-] - počet článků řetězu Y [-] - součinitel rázů a[mm] - teoretická vzdálenost os a f [-] - provozní součinitel a k [-] - exponent pro kuličková ložiska a w [mm] - osová vzdálenost b [mm] - šířka pera c [-] - hlavová vůle d 1 [mm] - průměr pouzdra d 1 [mm] - průměr roztečné kružnice d 2 [mm] - průměr roztečné kružnice d a1 [mm] - průměr hlavové kružnice d a2 [mm] - průměr hlavové kružnice d a2 [mm] - průměr hlavové kružnice d b [m] - průměr plnícího bubnu d b1 [mm] - průměr základní kružnice d b2 [mm] - průměr základní kružnice d f1 [mm] - průměr patní kružnice d f2 [mm] - průměr patní kružnice d f3 [mm] - průměr patní kružnice d t1 [mm] - průměr roztečné kružnice velkého řetězového kola d t2 [mm] - průměr roztečné kružnice řetězového kola 2 d t3 [mm] - průměr roztečné kružnice řetězového kola 2 d min [mm] - minimální průměr šroubu d mu [m] - průměr malého unašeče 2 d vu [m] - průměr velkého unašeče d w1 [mm] - průměr valivé kružnice d w2 [mm] - průměr valivé kružnice f [-] - součinitel tření ve spoji f 1 [-] - součinitel tření v závitu f 2 [-] - součinitel tření v dosedací ploše g [ m s 2 ] - tíhové zrychlení i [-] - převodový poměr i [-] - počet šroubů k [-] - součinitel výkonu k [-] - bezpečnost vůči meznímu stavu pružnosti k [-] - materiálová charakteristika k [-] - bezpečnost vůči meznímu stavu únavové pevnosti c k σ [-] - mez bezpečnosti vůči meznímu stavu únavové pevnosti - ohyb 76

70 SEZNAM POUŽITÝCH ZKRATEK, SYMBOLŮ A VELIČIN k τ [-] - bezpečnost vůči meznímu stavu únavové pevnosti krut l [mm] - délka pera l 1 [-] - součinitel tření l 2 [-] - součinitel mazání m[mm] - modul ozubeného kola m cb [kg] - celková hmotnost bubnu s plnící hmotou a příslušenstvím m p [kg] - hmotnost plechovky m t [mm] - čelní modul ozubeného kola n [s -1 ] - otáčky plnícího bubnu n [-] - počet per n 1 [min -1 ] - otáčky velkého řetězového kola n mu [s -1 ] - otáčky malého unašeče 2 p[mm] - rozteč řetězu p[mm] - normálná rozteč p [mm] - stoupání závitu p d [MPa] - dovolený tlak p dov [MPa] - dovolený tlak v kloubech řetězu p h [MPa] - tlakové zatížení spoje p i [MPa] - měrný tlak v kloubech řetězu p t [mm] - čelní rozteč p tb [mm] - základní rozteč r [-] - poloměr křivosti v kořeni vrubu r e1 [mm] - poloměr boku zubu r i1 [mm] - poloměr dna zubní mezery r x1 [mm] - poloměr zaoblení zubu r e2 [mm] - poloměr boku zubu r i2 [mm] - poloměr dna zubní mezery r x2 [mm] - poloměr zaoblení zubu r e3 [mm] - poloměr boku zubu r i3 [mm] - poloměr dna zubní mezery r x3 [mm] - poloměr zaoblení zubu s t [mm] - tloušťka zubu t h [mm] - hloubka drážky pro pero v hřídeli t n [mm] - hloubka drážky pro pero v náboji v d [ m s 1 ] - rychlost pásu dopravníku z 1 [-] - počet zubů řetězového kola 1 z 1 [-] - počet zubů ozubeného kola z 2 [-] - počet zubů ozubeného kola z 2 [-] - počet zubů řetězového kola 2 z 3 [-] - počet zubů řetězového kola 3 α [-] - součinitel koncentrace napětí α [ ] - normalizovaný úhel záběru n α [ ] t tw - čelní úhel záběru α [ ] - provozní úhel záběru β [ ] - úhel sklonu zubu β [-] - součinitel vrubu β 1 [rad] - úhel opásání velkého řetězového kola 77

71 SEZNAM POUŽITÝCH ZKRATEK, SYMBOLŮ A VELIČIN β 2 [rad] - úhel opásání řetězového kola 2 β 3 [rad] - úhel opásání velkého řetězového kola 3 β b [ ] - úhel sklonu zubu na základním válci γ [-] - dynamický bezpečnostní koeficient dyn γ stat [-] - statický bezpečnostní koeficient η [-] - součinitel kvality povrchu součásti η 1 [-] - součinitel pro kvalitu opracování η 2 [-] - součinitel pro povrchovou úpravu součásti ε [-] - součinitel záběru profilu α ε β [-] - součinitel kroku φ [-] - součinitel provedení ν [-] - součinitel velikosti součásti ν 1 [-] - součinitel pro homogenní napjatost ν 2 [-] - součinitel pro korekci na nehomogenní napjatost σ [-] - součinitel vzdálenosti σ [MPa] - mez únavy součásti * Co σ [MPa] - maximální ohybové napětí v bodě B σ omax redhmh [MPa] - celkové napětí v bodě B τ [MPa] - maximální kroutící namáhání v bodě B k max ψ [-] - součinitel těsnosti spoje 78

72 SEZNAM OBRÁZKŮ SEZNAM OBRÁZKŮ Obr. 1 Luis Pasteur [2]...14 Obr. 2 Rotační stáčecí plnící stroj [3]...15 Obr. 3 Time flow rotační objemový plnící stroj [3]...16 Obr. 4 Vakuový plnící stroj [3]...16 Obr. 5 Šroubový plnící stroj [3]...17 Obr. 6 Pístový plnící stroj [3]...17 Obr. 7 Posunovací objemový plnící stroj [3]...18 Obr. 8 Kompletní plnící linka firmy Zilli&Belini [4]...20 Obr. 9 Plnící hlava plničky firmy SIMA [5]...20 Obr. 10 Schéma plnícího procesu[5]...21 Obr. 11 Schéma plničky a podávacího zařízení[5]...22 Obr. 13 Plastový článkový dopravník[6]...23 Obr. 12 Ocelový článkový dopravník[6]...23 Obr. 14 Asynchronní motor s měničem frekvence[5]...25 Obr. 15 Podávací šnek[7]...27 Obr. 16 Schéma podávacího zařízení a dopravníku...28 Obr. 17 Schéma řetězového převodu...32 Obr. 19 Výpočet řetězu...36 Obr. 18 Výpočet kloubu...36 Obr. 20 Vstupní hřídel...48 Obr. 21 Schéma zatížení vstupního hřídele...48 Obr. 22 Průběh ohybového momentu na hřídeli v ose y...49 Obr. 23 Průběh ohybového momentu na hřídeli v ose z...49 Obr. 24 Zavazbení a zatížení vstupního hřídele Ansys Workbench...55 Obr. 25 Výpočet redukovaného napětí na hřídeli v programu Ansys Workbench...55 Obr. 26 Vstupní hřídel se součástmi...58 Obr. 27 Výpočet šroubů...62 Obr. 28 Výpočet šroubu...63 Obr. 29 Schéma řetězového převodu s napínací kladkou...63 Obr. 30 Unášeč prázdných plechovek...69 Obr. 31 Unášeč plných plechovek...70 Obr. 32 Plastová kuželová ozubená kola...71 Obr. 33 Model unašečů

73 SEZNAM PŘÍLOH A VÝKRESOVÉ DOKUMENTACE SEZNAM PŘÍLOH A VÝKRESOVÉ DOKUMENTACE Seznam příloh Příloha 1: Celkový model pohonu Seznam výkresové dokumentace ŘETĚZOVÉ KOLO 08B 1 ŘETĚZOVÉ KOLO 08B 2 OZUBENÉ KOLO 1 OZUBENÉ KOLO 2 HŘÍDEL ŘETĚZOVÉ KOLO 06B 1 ŘETĚZOVÉ KOLO 06B 2 ŘETĚZOVÉ KOLO 06B 3 3-S96-51/01 3-S96-51/02 3-S96-51/03 3-S96-51/04 2-S96-51/05 3-S96-51/06 3-S96-51/07 3-S96-51/08 80

74 přílohy Návrh konstrukčního řešení dopravníku vypracoval: Roman Zahradnik vedoucí práce: Ing. Jiří Dvořáček aplikovaná mechanika, počítačová podpora konstruování 2007

75

76 PŘÍLOHA 1 Příloha 1: Celkový model pohonu