ZDVIHOVÝ MECHANISMUS JEŘÁBOVÉ KOČKY

Transkript

1 VYSOKÉ UČENÍ TECHNICKÉ V BRNĚ BRNO UNIVERSITY OF TECHNOLOGY FAKULTA STROJNÍHO INŽENÝRSTVÍ ÚSTAV AUTOMOBILNÍHO A DOPRAVNÍHO INŽENÝRSTVÍ FACULTY OF MECHANICAL ENGINEERING INSTITUTE OF AUTOMOTIVE ENGINEERING ZDVIHOVÝ MECHANISMUS JEŘÁBOVÉ KOČKY STROKE MECHANISM OF CRANE TROLLEY BAKALÁŘSKÁ PRÁCE BACHELOR'S THESIS AUTOR PRÁCE AUTHOR VEDOUCÍ PRÁCE SUPERVISOR RADOVAN GALAS doc. Ing. MIROSLAV ŠKOPÁN, CSc. BRNO 0

2 Vysoké učení technické v Brně, Fakulta strojního inženýrství Ústav automobilního a dopravního inženýrství Akademický rok: 00/0 ZADÁNÍ BAKALÁŘSKÉ PRÁCE student(ka): Radovan Galas který/která studuje v bakalářském studijním programu obor: Strojní inženýrství (30R06) Ředitel ústavu Vám v souladu se zákonem č./998 o vysokých školách a se Studijním a zkušebním řádem VUT v Brně určuje následující téma bakalářské práce: v anglickém jazyce: Zdvihový mechanismus jeřábové kočky Stroke mechanism of crane trolley Stručná charakteristika problematiky úkolu: Zpracovat konstrukční řešení zdvihového ústrojí jeřábové kočky. Technické parametry: - nosnost: 5000 kg - zdvih: m - rychlost zdvihu: 0, m/s - rozchod kočky: 450 mm - rozvor kočky 000 mm - zdvihová třída: H 3 dle ČSN Cíle bakalářské práce: Technická zpráva obsahující - výpočet hlavních rozměrů zdvihu, - pevnostní kontrolu lanového bubnu - další výpočty dle pokynů vedoucího BP Nakreslete: - celkovou sestavu mechanismu - další výkresy dle pokynů vedoucího BP

3 Seznam odborné literatury:. HOFFMANN, K., KRENN, E., TANKER, G.: Fördertechnik, ed. Oldenbourg Industrieverla, 005, s. 40, ISBN-0: , ISBN-3: GAJDŮŠEK, J.; ŠKOPÁN, M.: Teorie dopravních a manipulačních zařízení, skripta VUT Brno, REMTA, F., KUPKA, L., DRAŽAN, F.: Jeřáby,., přeprac. a dopln. vyd., SNTL Praha, 975 Vedoucí bakalářské práce: doc. Ing. Miroslav Škopán, CSc. Termín odevzdání bakalářské práce je stanoven časovým plánem akademického roku 00/0. V Brně, dne L.S. prof. Ing. Václav Píštěk, DrSc. Ředitel ústavu prof. RNDr. Miroslav Doupovec, CSc. Děkan fakulty

4 Abstrakt Tato bakalářská práce se zabývá návrhem zdvihového mechanismu jeřábové kočky pro břemena, jejichž hmotnost nepřesáhne kg. Práce obsahuje písemnou, a praktickou část. Písemná část práce se zabývá výpočtem hlavních rozměrů zdvihu a pevnostní kontrolou lanového bubnu. V práci jsou také zdůvodněny volby některých hlavních částí zdvihového mechanismu jako je např.: elektromotor, převodovka aj. Před výpočty jednotlivých kapitol je obvykle umístěn stručný úvod do problematiky. Praktická část obsahuje výkres celkové sestavy zdvihového mechanismu, sestavu lanového bubnu a dva výrobní výkresy. Klíčová slova Zdvihový mechanismus, břemeno, lano, kladka, lanový buben, účinnost, rychlost zdvihu, převodový poměr, elektromotor, převodovka, spojka, brzda Abstract Bachelor's thesis deals with design of stroke mechanism of crane trolley loads for the weights which do not exceed kg. This thesis divided into written and practical sections. Written part deals with the calculation of the principal dimensions of lifting and stress control of cable reel. In this work there are also given reasons for choosing certain key parts of the lifting mechanism, such as: electric motor, gearbox, etc. Prior to the calculations in each chapter there is usually located a short introduction of the topic. The practical part contains a drawing of the complete lifting mechanism, cable reel assembly and two production drawings. Keywords Stroke mechanism, burden, rope, pulley, cable reel, efficiency, speed of lifting, gear ratios, electric motor, gearbox, clutch, brake.

5 Bibliografická citace GALAS, R. Zdvihový mechanismus jeřábové kočky. Brno: Vysoké učení technické v Brně, Fakulta strojního inženýrství, s. Vedoucí bakalářské práce doc. Ing. Miroslav Škopán, CSc..

6 Prohlášení Tímto prohlašuji, že jsem bakalářskou práci vypracoval samostatně pod vedením doc. Ing. Miroslava Škopána CSc., při použití odborných zdrojů, které jsem všechny uvedl v seznamu literatury. Brno, duben 0

7 Poděkování Tímto bych chtěl poděkovat doc. Ing. Miroslavu Škopánovi, CSc. za poskytnuté rady, cenné zkušenosti a připomínky při psaní bakalářské práce. Dále bych chtěl poděkovat rodině za podporu ve studiu.

8 Obsah Úvod Základní parametry zdvihu Zadané hodnoty Provozní podmínky jeřábu Lana Výpočet lana Výpočet průměrů kladek Výpočet věnce kladek Převod kladkostroje Výpočet hlavních rozměrů lanového bubnu Výpočet a návrh zdvihového ústrojí Konstrukční uspořádání Výpočet a volba elektromotoru Převodovka Kontrola zdvihové rychlosti a těsného pera v náboji lanového bubnu Kontrola pera Brzda zdvihu Volba spojek Návrh lanového bubnu Návrh uloţení lanového bubnu Návrh uchycení lana Momentová a silová rovnováha na lanovém bubnu Výpočet vnitřních silových a momentových účinků Výpočet průřezového modulu pro ohyb Ohybové napětí působící na plášť bubnu Výpočet průřezového modulu pro krut Výpočet kroutícího momentu Smykové napětí Vnější přetlak působící na plášť lanového bubnu Redukované napětí podle teorie HMH Výpočet dovoleného napětí Kontrola napětí Pevnostní kontrola podpěrného čepu Kontrola radiálního zatíţení výstupního hřídele převodovky Návrh a výpočet loţiska Závěr Slovník symbolů a jednotek Seznam obrázků Seznam tabulek Seznam příloh

9 Úvod Při výběru této bakalářské práce pro mě bylo rozhodující, ţe práce je nejen teoretická, ale ţe se skládá i z části praktické, kterou zde představuje výkresová dokumentace. Důleţitým faktorem bylo také to, ţe problematika týkající se obecně jeřábů je velice zajímavá, a je nedílnou součástí průmyslu. Hlavním cílem této bakalářské práce je návrh zdvihového mechanismus jeřábové kočky. Zdvihový mechanismus je společně s pojezdovým mechanismem hlavní částí jeřábové kočky, která je umístěna na jeřábu. Zdvihový mechanismus můţe mít celou řadu konstrukčních variant, které se liší např. převodovým členem (ocelová lana, konopná lana, řetězy aj.), prostředky pro zavěšení břemen (háky, třmeny, elektromagnety, traverzy aj.) nebo typem pohonu (elektrický, hydraulický, pneumatický, spalovací a pro malé hmotnosti i ruční). Protoţe zadání bakalářské práce přesně nespecifikuje typ a místo kde bude jeřáb pracovat, bude dále předpokládáno, ţe zdvihový mechanismus bude součástí mostového jeřábu, který bude pracovat v montáţní hale. Prostředkem pro zvedání břemen bude jednoduchý hák kovaný v zápustce. Výchozími parametry pro výpočet je maximální hmotnost břemene, zdvihová rychlost a výška zdvihu. Výpočet bude proveden podle platných, ale i některých dnes jiţ neplatných norem ČSN. Při návrhu zdvihového mechanismu bude také vyuţíváno odborných knih, internetových zdrojů, katalogů a vědomostí získaných při konzultacích s vedoucím práce. V kapitole první a druhé budou na základě zadaných hodnot vypočítány hlavní parametry zdvihu. Prvním krokem je výpočet průměru ocelového lana, na základě kterého se vypočítají průměry kladek a lanového bubnu. Třetí kapitola práce se zabývá pevnostním výpočtem lanového bubnu, a jeho uloţením. Hlavní motivací k napsání této závěrečné práce byla nejen moţnost magisterského studia, a následné co moţná nejlepší začlenění do profesního ţivota, ale také zájem dozvědět se něco nového o dané problematice. 8

10 . Základní parametry zdvihu.. Zadané hodnoty nosnost: kg zdvih: m rychlost zdvihu: 0, m s rozchod kočky: 450 mm rozvor kočky: 000 mm zdvihová třída: H3 podle ČSN Provozní podmínky jeřábu Jak jiţ bylo zmíněno v úvodu práce předpokládáme, ţe zdvihový mechanismus bude pracovat v montáţní hale. Zde se předpokládá pracovních cyklů za rok. Vzhledem k nosnosti jeřábu a pracovním podmínkám je volen provoz jeřábu D [, s. 9], a součinitel zatíţení od jmenovitého břemene, 3 [, s. 9]. D Jeřáby v provozech s malou pravděpodobností náhodného přetížení. Jeřáby v provozech, kde hmotnost břemen je rozdílná, ale snadno určitelná, a dopravují se jednotlivě [, s. 9].... Poměrné zatížení [, s. 3] Poměrné zatíţení se stanoví na základě hmotnosti jmenovitého břemene Q c, a hmotnosti průměrného břemene Q p. Hmotnost průměrného břemene je v praxi udávána přímo zákazníkem, proto v tomto případě bude hmotnost průměrného břemene volena. Hodnota poměrného zatíţení bude dále vyuţita pro volbu součinitele bezpečnosti. Qp 700 q % (-) Q 5000 c... Dynamický součinitel zdvihu [, s. 0].3. Lana Dynamický součinitel zdvihu zahrnuje dynamické účinky při zvedání, resp. spouštění břemene. Dynamický součinitel je vypočítán na základě zdvihové třídy jeřábu H3 pro zadanou rychlost zdvihu h.,3 0,39,3 0,39 0,,378 (-) h h Lana patří mezi nejpouţívanější prostředky pro vázání, tahání a zvedání břemen. Lana jsou pouţívána v celé řadě mechanismů a strojů jako jsou např.: jeřábové kočky, 9 lo

11 výtahy, taţná zařízení aj. Uplatnění nacházejí lana i ve stavebním průmyslu, kde jsou pouţívána například u mostových konstrukcí. Lana jsou namáhána tahovou silou a ohybovým momentem. Ohyb vzniká při navíjení lana na lanový buben nebo při navíjení na vodící popřípadě vyrovnávací kladku. Ohybové napětí je u lan neţádoucí, proto je vhodné se při konstrukci mechanismu vyvarovat tzv. střídavému ohýbaní lana, které má za následek sníţení ţivotnosti lana. V některých případech se však střídavému ohybu lana nelze vyhnout, proto se v těchto případech koeficient bezpečnosti k zvyšuje. Lana jsou tedy zatěţována kombinovaným namáháním (tah + ohyb). Pro jednoduchost výpočtu se lana počítají pouze na tah, přičemţ vliv ohybu a dalších faktorů je zahrnut do součinitele bezpečnosti. Mezi výhody lan patří především: nízká cena, malé provozní náklady, pruţnost, snadná montáţ a malá hmotnost. Stejně jako jiné strojní součásti je nutné lana mazat. Lana jsou mazána především kvůli tření v ohnutých částech lana, a kvůli působení okolního prostředí. Mazání můţe být vnitřní nebo vnější, často vnitřní i vnější 3. Vnitřní mazání je realizováno pomocí napuštěné vloţky 4. Vloţka je umístěna uprostřed mezi jednotlivými prameny lana (šrafovaná plocha). Obr.. Lano s vložkou [3] Při konstrukci zdvihového mechanismu je doporučováno, aby lano mělo opačný smysl vinutí neţ je stoupání šroubovité dráţky na lanovém bubnu. Správné uspořádání je zobrazeno na následujícím obrázku. Obr.. Navíjecí bubny [4] Pro střídavý ohyb se koeficient bezpečnosti zvyšuje o 0,7 podle [, s. 3] Mazivo je nanášeno na povrch lana (plastická maziva), nebo je lano do maziva namáčeno 3 Pro vnější i vnitřní mazání se pouţívá stejného maziva 4 Nejpouţívanější vloţkou je vloţka textilní 0

12 .3.. Základní rozdělení ocelových lan Podle typu konstrukce se lana dělí na: jednopramenná vícepramenná Podle stavu vnitřního pnutí v laně: umrtvená lana neumrtvená lana Podle způsobu vinutí lana: lano pravé lano levé Podle smyslu vinutí: stejnosměrná lana protisměrná lana Podle způsobu práce lana: pohyblivá lana nepohyblivá lana.4. Výpočet lana.4.. Hmotnost částí zvedaných s břemenem Ocelové lano není zatíţeno pouze silou vyvolanou hmotností zvedaného resp. spouštěného břemene, ale také silou vyvolanou hmotností kladnice a vlastní váhou lana 5 m l. Hmotnost kladnice m k [5, s. ] je odečtena pro nosnost 5 t, a pro dnes jiţ neplatnou skupinu jeřábů III. Jak jiţ bylo zmíněno v úvodu práce, prostředkem pro zvedání břemene je jednoduchý kovaný hák. G ml mk ( 0 0,7) 0, 7 kg.4.. Účinnost lanového převodu (-3) [, s. 4] Účinnost lanového převodu cl je vypočítána pro uspořádání, které je zobrazeno na obr..3. Při výpočtu účinnosti se zohledňuje také způsob uloţení kladek. V našem případě budou kladky uloţeny pomocí valivých loţisek. Při výpočtu je jiţ nezbytné mít představu o konstrukčním uspořádání mechanismu, především jaký bude pouţit druh převodu. Dále bude při výpočtu uvaţován tzv. zdvojený převod. n 0,98 cl 0,99 (-4) n ( ) ( 0,98) [] účinnost jedné kladky na pevné ose podle [, s. 5] n [] počet nosných průřezů v jedné větvi lanového převodu 5 Při zdvihových výškách do 0 m se hmotnost lana zanedbává [, s.4]

13 Obr..3 Uspořádání kladnice a bubnu.4.3. Statická síla v laně [, s. 4] Statická síla v laně je vyvolána hmotností břemene Q c, a hmotností částí zvedaných s břemenem G (-3). Do výpočtu je také nutné zahrnou účinnost lanového převodu. Pro výpočet je nutné znát počet větví lanového převodu z, který je závislý na konstrukčním uspořádání. Při výpočtu budou uvaţovány dvě větve lanového převodu. F Qc G g z n cl ,7 9,8 638,3 N 0,99 (-5).4.4. Dynamická síla v laně Dynamickou sílu určíme na základě síly statické, kterou vynásobíme dynamickým součinitel zdvihu h a součinitelem zatíţení od jmenovitého břemene lo. F d F h lo 638,3,378,3 640, 5 N (-6).4.5. Součinitel bezpečnosti v laně [, s. 3] Součinitel bezpečnosti je volen s ohledem na počet pracovních cyklů, který mechanismus vykoná za rok, a na poměrném zatíţení q (-). Součinitel bezpečnosti je zvolen dle následující tabulky. Tab.. Volba součinitele bezpečnosti Poměrné zatížení Počet pracovních cyklů lana za rok lana q % do aţ aţ Přes do 30 4,4 5,0 5,6 6, 30 aţ 60 5,0 5,6 6, 6,8 přes 60 5,6 6, 6,8 7,4 k 6,

14 .4.6. Maximální dovolené zatížení lana [, s. ] Maximální dovolené zatíţení lana se stanoví na základě dynamické síly a součinitele bezpečnosti k. F F P (-7) dov F d k dov F dov.4.7. Volba lana F (-8) d k 640,5 6, F dov , 55 N Rozměry a konstrukce lan jsou dány normami. Nejběţněji pouţívaná lana ve strojírenském odvětví jsou lana ocelová, a to stejnosměrně vinutá nebo protisměrně vinutá. Stejnosměrně vinutá lana mají vyšší ţivotnost, jsou ohebnější neţ lana protisměrná, a jsou schopna více odolávat abrazivnímu a únavovému opotřebení. Hlavní nevýhodou stejnosměrně vinutých lan je tendence tvořit smyčky při odlehčení, proto je nutné u stejnosměrně vinutých lan zajistit trvalé zatíţení. Z tohoto důvodu se stejnosměrná lana pouţívají především u výtahů, kde je trvalé zatíţení vyvoláno hmotností kabiny a protizávaţí. U jeřábů se běţně pouţívají lana protisměrně vinutá. Mnou navrţený zdvihový mechanismus bude vyuţívat stejnosměrně vinutého lana, a to z výše uvedených výhod, přičemţ trvalé zatíţení bude vyvoláno hmotností kladnice. Povrch drátů je volen holý, s jmenovitou pevností drátu 770 MPa. Je voleno lano šestipramenné se 6 dráty podle [6]. Lano je zvoleno na základě dovoleného zatíţení F dov (-8). Zvolené lano:.4.8. Technické parametry lana Tab.. Technické parametry lana Obr..4 Šesti pramenné lano Seal [3] Průměr lana d Průměr drátu Nosný průřez lana Pevnost drátu Únosnost lana.4.9. Kontrola lana 4 mm 0,9 mm 79,9 mm 770 MPa 4,4 kn Kontrola lana spočívá v porovnání jmenovité únosnosti lana (uvedena v tab..) s maximálním dovoleným zatíţením lana. P F dov (-9) 4 369,55 N , 55 N Lano vyhovuje 3

15 .5. Výpočet průměrů kladek Při výpočtu průměrů vodicích resp. vyrovnávacích kladek se nejdříve určí tzv. základní průměr kladek. Tento průměr se stanoví na základě průměru lana d, a součinitele pro vodící resp. vyrovnávací kladku [7, s. ]. Tyto součinitele jsou voleny pro skupinu jeřábů III (dnes jiţ neplatné rozdělení). Dalším krokem je výpočet jmenovitého průměru kladek. Jmenovitý průměr se určí jako rozdíl základního průměru kladek a průměru lana. Tento průměr se následně normalizuje [7, s. 5]..5.. Základní průměr vodící kladky [7, s. ] D v d mm (-0) min.5.. Jmenovitý průměr vodící kladky [7, s. ] Dv Dv min d mm D v 355 mm (-).5.3. Základní průměr vyrovnávací kladky [7, s. ] D r d 64 4 mm (-) min.5.4. Jmenovitý průměr vyrovnávací kladky [7, s. ] Dr Dr min d mm D v 50 mm (-3).6. Výpočet věnce kladek.6.. Schéma drážky věnce Výpočet níţe uvedených hlavních rozměrů lanové dráţky je proveden podle [7, s. 3]..6.. Poloměr drážky věnce Obr..5 Věnec lanové kladky r ( 0,53 0,56) d 0,534 7, 4 mm (-4) 4

16 .6.3. Hloubka drážky věnce b ( 33,5) r 37,4, 6 mm (-5).6.4. Úhel rozevření drážky věnce 45 (-6).6.5. Volba drážky věnce [7, s. 8] Tab..3 Hlavní rozměry drážky věnce Drážka kladky Průměr lana Rozměry označení R d a b c e R R R 3 8 7, ,5 3,5.7. Převod kladkostroje [8, s. 56] Převod kladkostroje se určí na základě uspořádání lanového systému. Pro zdvihový mechanismus o nosnosti 5 t je běţný lanový převod i [8, s. 55]. Tento převod odpovídá zdvojenému lanovému převodu. 4 i n k (-7).8. Výpočet hlavních rozměrů lanového bubnu Při výpočtu jmenovitého průměru lanového bubnu se postupuje stejně jako při výpočtu jmenovitých průměrů vodících a vyrovnávacích kladek..8.. Schéma a volba drážky dubnu [7, s. 9] k Obr..6 Drážky lanového bubnu Tab..4 Rozměry drážky lanového bubnu R Průměr lana d a t R 7, Základní průměr bubnu [7, s. ] D b d mm (-8) min 3 5

17 .8.3. Jmenovitý průměr bubnu [7, s. ] Db Db min d mm D b 35 mm (-9).8.4. Délka lana [8, s. 53] Délka lana se stanoví jako součin převodu kladkostroje i k (-7) a výšky zdvihu h. L ik h 4 m (-0).8.5. Počet závitů na bubnu [8, s. 53] Počet závitů na lanovém bubnu se stanoví na základě délky lana L, která je podělena obvodem lanového bubnu. Obvod je zde staţen k jmenovitému průměru bubnu D b viz. obr..6. Tento počet závitů se však ještě zvyšuje o tzv. závěrné závity. Běţně se volí dva aţ tří závěrné závity. Při výpočtu jsou voleny tři závěrné závity. L 4 z b 3 3 7,5 8 (-) D 0,35 b.8.6. Předběžná tloušťka stěny bubnu [8, s. 53] Předběţná tloušťka stěny bubnu bude podle potřeby upravena při pevnostní kontrole lanového bubnu. s bp 0,8 d 0,8 4, mm (-).8.7. Délka závitové části bubnu [8, s. 53] lz zb t mm (-3).8.8. Délka koncové části bubnu [8, s. 53] l k 4t mm (-4).8.9. Celková délka bubnu [8, s. 53] Celková délka se stanoví jako součet výše vypočítaných délek. Jednotlivé délky jsou zakresleny v obr..7. Do celkové délky lanového bubnu se také zahrnuje tzv. střední část bubnu (v obr..7 značena jako l s ). Tato část je stejně jako koncová část bubnu hladká. Délka střední části bubnu se volí s ohledem na osovou vzdálenost vodících kladek v kladnici. lb lz lk ls mm (-5) 6

18 Obr..7 Navíjecí buben.8.0. Kontrola délky bubnu Tento výpočet je pouze orientační a vyjadřuje přibliţný poměr délky bubnu vzhledem k průměru bubnu. Výpočet byl proveden na základě konzultace s vedoucím práce. lb D b (,5 4) (-6) 50 (,5 4) 35 3,96(,5 4) Poměr délky k průměru bubnu je vyhovující 7

19 . Výpočet a návrh zdvihového ústrojí.. Konstrukční uspořádání.. Výpočet a volba elektromotoru Obr.. Konstrukční uspořádání zdvihového ústrojí... Celková účinnost [8, s. 75] Celková účinnost zdvihového ústrojí se určí jako součin účinnosti lanového bubnu b [8, s. 76], účinnosti lanového převodu cl (odstavec.4..) a účinnosti převodovky p [9, s. 4]. 0,96 0,99 0,98 0,93 (-) c b cl p... Potřebný výkon motoru pro zvedání břemene [8, s. 75] Obecně se výkon vypočítá jako součin síly a rychlosti. V našem případě se jedná o sílu vyvolanou hmotností břemene Q c a rychlost zdvihu. Dále musí být do výpočtu zahrnuta celková účinnost c, která má za následek nárůst potřebného výkonu. Qc g h ,8 0, Pm 0, 53 kw ,93 c (-)..3. Volba elektromotoru Jak jiţ bylo zmíněno v odstavci. předpokládáme, ţe zdvihový mechanismus bude pracovat v montáţní hale. Z tohoto důvodu bude vyuţit elektrický pohon, který má celou řadu výhod jako jsou např.: vysoká účinnost, nezpůsobuje znečištění pracoviště jako motor spalovací, moţnost snadné reverzace, nízká náročnost na údrţbu, snadná obsluha elektromotoru a snadná regulace otáček. Hlavní nevýhodou elektromotoru je závislost na dodávaném proudu. Tato nevýhoda však v hale není zásadní. 8

20 V současné době je k dispozici široký sortiment elektromotorů. Nejpouţívanější elektromotory jsou asynchronní elektromotory a to: jednofázové trojfázové Z hlediska ceny, hlučnosti a dalších faktorů je nejvhodnější trojfázový asynchronní elektromotor. Trojfázové asynchronní motory mohou mít krouţkovou kotvu nebo kotvu nakrátko. Rozdíl mezi těmito elektromotory je v konstrukci rotoru. Pro zadanou nosnost 5 t pouţijeme motor s kotvou nakrátko, který se pouţívá pro nízké nosnosti. Vzhledem k horizontální pozici elektromotoru na svařovacím rámu bude volen elektromotor patkového typu. Hlavním faktorem pro zvolení elektromotoru je výkon elektromotoru (-). Při volbě elektromotoru musíme vzít do úvahy v jakých pracovních podmínkách bude elektromotor pracovat. Pracovní teplota je volena v rozmezí od -0 C do +40 C. Nadmořská výška bude uvaţována do 000 m. Vzhledem k přerušovanému chodu je volen zatěţovatel pro těţký provoz 40 %. podle [8, s. 76]. Elektromotor je zvolen podle katalogu elektromotorů [0, s. 9]. Jedná se o dvoupólový elektromotor, o hmotnosti 55 kg. Zvolený typ:..4. Technická data elektromotoru Tab.. Hlavní parametry elektromotoru Jmen. výkon P..5. Schéma a rozměry elektromotoru 00L8 Parametry při jmenovitém zatížení Moment Otáčky Účinnost M N Poměrné hodnoty Rozběh. moment Max. moment M R / M N M max / M N kw min % N m N m N m Moment setrvač. kg m ,5 96,, 0,45 Obr.. Schéma a rozměry elektromotoru [0, s. 9] 9

21 Tab.. Rozměry elektromotoru AA AB AC AD AD BA BB D BC BL HB HD L LB LC DWM E q M50x, Otáčky lanového bubnu [5, s. 53] 60 i 60 0, h k n b 4,5 min (-3) Db 0, Předběžný výpočet celkového převodového poměru [8, s. 76] Předběţný celkový převodový poměr je vypočítán na základě otáček motoru n m, a otáček lanového bubnu n b. Předběţný převodový poměr je důleţitý pro následnou volbu převodovky. n 733 m i c 30,3 (-4) n 4,5 b..8. Rozběhový moment motoru [5, s. 53] U elektromotoru je nutné zkontrolovat rozběhový moment. Pro výpočet rozběhového momentu je nutné znát dobu rozběhu elektromotoru. Doba rozběhu t a se obvykle pohybuje v intervalu od do 6 sekund [5, s. 54]. Při výpočtu bude volena doba rozběhu elektromotoru t a = 3 s. Dále je při výpočtu nutné znát moment setrvačnosti GD viz tab... Součinitel, který vystupuje ve výpočtu je volen podle [5, s. 53]. M rozb Qc g Db h ik i c c 60 g t a GD nm m 375ta (-5) M rozb ,8 0,35 0,45 733,3 40, 67 30,3 0, , Součinitel středního spouštěcího momentu N m [8, s. 74] Na základě tohoto součinitele bude provedena kontrola jmenovitého momentu elektromotoru. Ve výpočtu se objevuje poměr maximálního a jmenovitého momentu, někdy téţ nazýván jako součinitel momentové přetížitelnosti. Součinitel momentové přetíţitelnosti lze přímo odečíst pro zvolený typ elektromotoru v tab... M max, M N,,,6 (-6) 0

22 ..0. Kontrola jmenovitého momentu [5, s. 53] M N M rozb 40,67 87, 9 N m,6 (-7).3. Převodovka 96 87,9 N m Motor je vhodně zvolen Pro zdvihové mechanismy jsou nejvíce pouţívány převodovky se soukolím čelním, šroubovým nebo kuţelovým. Další moţností je vhodná kombinace těchto typů soukolí. Vzhledem ke konstrukčnímu uspořádání zdvihového mechanismu (obr..) je volena čelní paralelní převodovka s převodem dopomala 6. Převodovka bude volena podle následujícího schématu:.3.. Jmenovitý výkon převodovky Obr..3 Postup při volbě převodovky Prvním krokem při volbě převodovky je výpočet jmenovitého výkonu převodovky [9, s. 9]. Z obr..3 je zřejmé, ţe jmenovitý výkon převodovky se stanoví na základě výkonu motoru P a servisního faktoru f m. Servisní faktor [9, s. 5] závisí na typu pohonu a typu zatíţení. V našem případě se jedná o elektromotor a proměnné zatíţení. PN P fm 5,5 8, 75 kw (-8) 6 Vstupní hřídel je rychloběţný, výstupní hřídel je pomaloběţný

23 .3.. Volba převodovky [9, s. 9] Volba převodovky je provedena na základě jmenovitého výkonu P N, převodového poměru i c, a vstupních otáček n m Technické parametry převodovky Obr..4 Označení zvolené převodovky Tab..3 Hlavní technické parametry převodovky Převodový poměr i [] N Vstupní otáčky n [min ] Výstupní otáčky n [min ] Výkon P [kw] p Účinnost [%] p Hmotnost m [kg] Hlavní rozměry převodovky p Tab..4 Hlavní rozměry převodovky Obr..5 Hlavní rozměry převodovky [9, s. 0] A B C D E F F G H I L Z , M4 M M N O P Q R S T U Z SP

24 .3.5. Jmenovitá teplotní kapacita [9, s. 7] Teplotní kapacita P t je vlastnost převodovky odvádět teplo při různých formách chlazení. Teplotní kapacita se porovnává s výkonem působícím na vstupu převodovky (výkon elektromotoru), přičemţ teplotní kapacita by měla být vţdy větší. V tomto případě je odvod tepla zaručen. Teplotní kapacita je stanovena pro teplotu 0 C. Elektromotor zvolený v odstavci..3. má dovolený teplotní interval okolí od -0 C do +40 C, proto je nutné teplotní kapacitu přepočítat na tzv. jmenovitou teplotní kapacitu P tn. Přepočet se provádí pomocí koeficientu opravy teploty okolí f a. Koeficient f a je volen pro kritickou teplotu 40 C [9, s. 7]. Teplotní kapacita je odečtena pro daný typ převodovky a pro tzv. přirozené chlazení. P P f 59 0,7 4, kw (-9) tn t a Kontrola odvodu tepla [9, s. 9] P tn P (-0) 4,48 5 Odvod tepla je zaručen.4. Kontrola zdvihové rychlosti a těsného pera v náboji lanového bubnu.4.. Výkon na výstupu převodovky Výkon na výstupu převodovky se stanoví jako součin účinnosti převodovky a výkonu na vstupu převodovky. Výkon na vstupu převodovky je shodný s jmenovitým výkonem elektromotoru P viz tab... Účinnost převodovky je udávána výrobcem. Pro převodovku zvolenou v odstavci.3. je uvedena účinnost 98 %. P P p 5 0,98 4, 7 kw (-).4.. Skutečné otáčky lanového bubnu Skutečné otáčky lanového bubnu nejsou shodné s teoretickými otáčkami, protoţe předběţný převodový poměr (-4) není shodný s převodovým poměrem zvolené převodovky. Proto je nutné pomocí převodového poměru i a skutečných otáček N motoru n m vypočítat skutečné otáčky lanového bubnu n bs. Skutečné otáčky lanového bubnu jsou shodné s otáčkami na výstupním konci převodovky, které budou dále pouţity pro výpočet kroutícího momentu M k, který je nutné znát ke kontrole pera na výstupu převodky. i N n m nbs (-) nbs n 733 m n bs 3,7 min (-3) in 3,5 3

25 .4.3. Kroutící moment na výstupu převodovky [, s. 080] M k 3 P 4, , n 3,7 43 bs N m (-4).4.4. Výpočet obvodové síly [, s. 080] M F k 603,43 o , 55 N R 0, (-5) Obr..6 Zatížení těsného pera.4.5. Dovolené tlakové napětí [, s. 08] Náboj lanového bubnu je vyroben z oceli Pro styk ocel-ocel je základní dovolená hodnota tlaku v náboji p 0 50 MPa..5. Kontrola pera [, s. 080] Kontrola pera bude provedena na základě tlaku mezi perem a dráţkou v náboji. Pero můţe být také kontrolováno na střih, tento výpočet se však nepouţívá, protoţe je méně nebezpečný neţ napětí vyvolané tlakem. Délka pera je 80 mm podle tab..4. p n Fo t ( l b) p p dovp (-6) p Fo ,55 04, MPa t ( l b) 6, (80 8) (-7) n 5 p pn p dovp (-8) 8,3 MPa 50 MPa Pero vyhovuje.5.. Skutečná rychlost zdvihu Při výpočtu skutečné rychlosti zdvihu vyjdeme z rovnice (-3). Rozdílem bude, ţe místo teoretických otáček lanového bubnu, dosadíme otáčky skutečné. Skutečná 4

26 rychlost zdvihu se od teoretické rychlosti nesmí lišit o více neţ 6% [8, s. 76]. nbs Db 3,7 0,35 m hs 0,9 (-9) 60i 60 min Skutečná rychlost zdvihu rychlost zdvihu vyhovuje..6. Brzda zdvihu k hs se liší od teoretické rychlosti h o 4 % Skutečná U zdvihových mechanismů se nejčastěji pouţívají brzdy čelisťové s vnějšími čelistmi. Tyto brzdy mohou být jednočelisťové nebo dvoučelisťové. Takřka výhradně jsou pouţívané brzdy dvoučelisťové, protoţe na rozdíl od jednočelisťových brzd nenamáhají hřídel ohybem. Čelisti brzd mohou být pevné nebo otočné..6.. Potřebný brzdný moment [8, s. 79] Při výpočtu brzdného momentu se jako první zvolí součinitel bezpečnosti brzdy Tento součinitel je volen s ohledem na druh provozu. Pro těţký provoz je. b b. M b Qc g Db ,8 0,35 b c 0,93 490, 5 N m (-0) i 3,5 N.6.. Volba a kontrola brzdy [] V souladu s odstavcem.6 je volena brzda dvoučelisťová s otočnými čelistmi. Označení zvolené brzdy: N(NV).35.HYD.030/05 Obr..7 Dvoučelisťová brzda Tab..5 Hlavní rozměry brzdy Gmax Omax Pmax Cmax D B E F D m kg M b max 50 N m M b 490, 5 N m Zvolená brzda vyhovuje 5

27 .7. Volba spojek U zdvihových mechanismů se pouţívají spojky pevné, poddajné, kluzné a výsuvné. První dvě jmenované patří do skupiny trvalých spojek, zbylé dvě patří do skupiny vypínatelných spojek, a do spojek rozpojitelných vnější silou. Z konstrukčního uspořádání zdvihového mechanismu na obr.. vyplývá, ţe mezi elektromotorem a převodovkou budou vloţeny dvě spojky. Spojka umístěná přímo za elektromotorem je spojka zubová, která vyrovnává úhlové výchylky a osový posun hřídelů. Druhá spojka je spojka pruţná čepová. Tato spojka je volena s ohledem na pouţitou brzdu a na doporučení výrobce..7.. Výpočet kroutícího momentu pro výběr zubové spojky [3, s. 3] Prvním krokem je určení tzv. servisního faktoru spojky SF. Servisní faktor spojky závisí na typu pohonu (v našem případě se jedná o elektromotor), a na typu poháněného zařízení. Hodnota servisního faktoru spojky je,5. M ksp P SF,5 44, 9 N m n 733 m (-).7.. Volba zubové spojky [3, s. 4] Vzhledem k velikosti kroutícího momentu, který bude spojka přenášet, mohla být zvolena spojka menšího typu. Kvůli výstupnímu průměru hřídele elektromotoru je však volena spojka větší velikosti. Zvolená spojka: S68 ML Tab..6 Hlavní rozměry zubové spojky Obr..8 Schéma spojky typu S Amax D D D B B L L j ms 68 40, ,5 6,5 3 4,7 kg 6

28 .7.3. Volba pružné spojky Jak jiţ bylo zmíněno, výše volba spojky je volena s ohledem na zvolený typ dvoučelisťové brzdy. Zvolená spojka: GD.35. Obr..9 Schéma pružné spojky Tab..7 Hlavní rozměry pružné spojky A B D E G L M N R S T Rozměry M a R jsou hodnoty předvrtaných průměrů. Tyto rozměry budou upraveny podle průměru spojovacího hřídele. 7

29 3. Návrh lanového bubnu Lanový buben je nejčastěji vyroben jako svařenec, méně často jako odlitek. V této práci bude lanový buben konstruován jako svařenec. S ohledem na potřebné vlastnosti materiálu je volen materiál 53.0 [, s. 8]. Jedná se o konstrukční ocel, která má při pouţití tavného svařování zaručenou svařitelnost 7. Tab. 3. Mechanické vlastnosti materiálu Označení podle Mechanické vlastnosti Třída odpadu ČSN R m min (MPa) R em min (MPa) Tvrdost HB max Plášť lanového bubnu je namáhán ohybem, krutem a vnějším přetlakem. Jedná se tedy o kombinované namáhání, pro které je nutné spočítat tzv. redukované napětí. Redukované napětí můţeme stanovit podle hypotézy max, nebo podle hypotézy HMH. Hypotéza max je vhodná tehdy známe-li hlavní napětí 8. Kroutící moment způsobí smykové napětí, proto je vhodné pouţít hypotézu HMH. 3.. Návrh uložení lanového bubnu Aby mohla být stanovena momentová a silová rovnováha na lanovém bubnu je nutné znát způsob, jakým je lanový buben uloţen. Na jednom konci je buben uloţen pomocí čepu, který je součástí lanového bubnu. Tento čep je uloţen v loţiskovém tělese. Na konci druhém je buben uloţen pomocí náboje s dráţkou pro těsné pero, který je nasazen na výstupním hřídeli převodovky. Obr. 3. Uložení bubnu v ložiskovém tělese 7 Svařitelnost je zaručena při svařování materiálu do tloušťky 5 mm 8 O hlavním napětí mluvíme tehdy jsou-li smyková napětí nulová 8

30 3.. Návrh uchycení lana Uchycení lana na lanovém bubnu musí umoţňovat snadné zkrácení nebo výměnu lana. Uchycení lana můţe být realizováno pomocí klínu nebo příloţek. V našem případě bude lano uchyceno k lanovému bubnu pomocí dvou příloţek. Příloţky jsou umístěny na hladké části bubnu. Obr. 3. Uchycení lana na lanový buben 3.3. Momentová a silová rovnováha na lanovém bubnu Obr. 3.3 Síly působící na lanový buben : S S S FB (3-) M A Fd lz lk Fd lz lk ls FB lb a 0 F B F d l z l k S Fd l s lb a z l k S l s (3-) , ,5 F B 0 03, 4 N 50 3,5 00 F FA Fd FB 0 F : F (3-3) A F F 640,5 0 03,4 5 77, N (3-4) A d B 9

31 3.4. Výpočet vnitřních silových a momentových účinků Při výpočtu vnitřních silových a momentových účinků bude dále počítáno se střednicí lanového bubnu. K tomu, aby mohli být stanoveny vnitřní silové a momentové účinky, je nutné sestrojit dva řezy podle obr Reakce v uloţení A a v uloţení B jsou vypočítány výše Řez I. N 0 (3-5) T F A (3-6) M F (3-7) o A x x 0,l A Řez II. N 0 (3-8) T F A F d (3-9) M o FA la x) ( F x (3-0) d Obr. 3.4 Střednice lanového bubnu Obr. 3.5 Řez I. střednicí lanového bubnu x 0,l s Obr. 3.6 Řez II. střednicí lanového bubnu Výpočet vzdálenosti l A s la lk lz mm (3-) Průběhy vnitřních výsledných účinků V nadcházejících pevnostních výpočtech lanového bubnu bude počítáno pouze s maximálním ohybovým momentem. Z obr. 3.7 je zřejmé, ţe maximální ohybový moment působí v místě kde posouvající síla mění své znaménko, coţ je z hlediska pruţnosti a pevnosti v pořádku. Maximální ohybový moment je vypočítán níţe s vyuţitím vzorce (3-7). 30

32 Obr. 3.7 Průběhy vnitřních silových účinků Maximální ohybový moment působící na plášť bubnu M F l A ls Fd ls omax A (3-) M o max 0,4 0,6 640,50,6 08, N m 4 965, Výpočet průřezového modulu pro ohyb [8, s. 54] Pro výpočet průřezového modulu je nutné znát tloušťku stěny bubnu. V podkapitole.8.6 je vypočítána podle vzorce (-) předběţná tloušťka bubnu s bp, mm. V následujících výpočtech bude z důvodu vyšší pevnosti bubnu pouţita tloušťka stěny bubnu s b 4 mm. W o 5 3 D s s 0,8 0,30 0,04 0,04 9,5 0,8 0 b b 0 m (3-3) 3.6. Ohybové napětí působící na plášť bubnu [8, s. 53] Podle [8, s. 54] je dovolené napětí v ohybu 0 MPa odov 5 odov 3 MPa výpočty je voleno dovolené napětí v ohybu. M. Pro nadcházející omax omax odov (3-4) Wo 0 8,6 omax, 7 MPa 5 9,5 0 omax,7 MPa odov 3 MPa Ohybové napětí vyhovuje 3.7. Výpočet průřezového modulu pro krut [8, s. 54] W k 4 3 D s s,6 0,30 0,04 0,04 8,45,6 b b 0 m (3-5) 3

33 3.8. Výpočet kroutícího momentu [8, s. 54] M k Db 0,35 Fd 640,5 73, 68 N m (3-6) Obr. 3.8 Síly vyvolávající smykové napětí 3.9. Smykové napětí [8, s. 54] Podle [8, s. 54] je dovolené napětí v krutu MPa dovolené napětí v krutu voleno kdov 4 MPa. kdov 5. Pro další výpočty je k M k kdov (3-7) Wk 7 3,68 k 3, 86 MPa 4 8,450 3,86 MPa MPa Smykové napětí vyhovuje k k dov Vnější přetlak působící na plášť lanového bubnu [8, s. 54] Fd 640,5 tl 0, 07 MPa (3-8) s t 0,04 0,06 b 3.. Redukované napětí podle teorie HMH [8, s. 54] Redukované napětí se stanoví na základě ohybového napětí, smykového napětí, a na základě vnějšího přetlaku. red o max tl o max tl 3 k (3-9) red,7 0,07,70,7 33,86 95, 94 MPa 3

34 3.. Výpočet dovoleného napětí [, s. 38] Pro plášť lanového bubnu byl výše zvolen materiál Tento materiál je vhodný pro svařování. Bezpečnostní součinitel k je volen poměrně nízký, protoţe při výpočtu je pouţitá minimální hodnota meze kluzu pro daný materiál. Mechanické vlastnosti materiálu jsou uvedeny v tab. 3.. R e 3.3. Kontrola napětí 355 dov 77, 5 MPa (3-0) k dov red (3-) 77,5 MPa 95, MPa Napětí vyhovuje dov red Pevnostní kontrola podpěrného čepu Podpěrný čep na konci lanového bubnu bude stejně jako plášť a náboj bubnu vyroben z oceli Čep je namáhán ohybovým napětím od reakce kontrola je provedena vzhledem k meznímu stavu pružnosti. F B. Pevnostní Výpočet nominálních ohybových napětí [, s. 4] Nominální napětí bude vypočítáno ve třech nebezpečných průřezech podle obr Později budou do výpočtu zahrnuty vrubové účinky. d č=50 mm d =40 mm d č č 3 =3,7 mm Obr. 3.9 Podpěrný čep lanového bubnu Průřez M o FB b 0 03,4 0,035 o 53, 4 MPa 3 3 Wo dč 0,05 (3-)

35 Průřez Průřez 3 M o FB a 0 03,4 0,05 o 36, 8 MPa 3 3 Wo dč 0,04 (3-3) 3 3 M o3 FB a 0 03,4 0,05 o3 67, 34 MPa 3 3 Wo3 dč3 0,037 (3-4) Výpočet maximálních napětí v jednotlivých průřezech Při výpočtu maximálního napětí se do výpočtů zahrne vrubový účinek, který je do výpočtu zahrnut pomocí tzv. součinitele tvaru [, s. 5]. Součinitel tvaru se odečítá z grafu pro konkrétní typ vrubu, rozměr vrubu, a podle způsobu namáhání. Průřez Průřez Průřez 3 53,4,85 98, MPa (3-5) omax o o 5 o max dov (3-6) 98,5 MPa 77, 5 MPa Napětí vyhovuje omax o o 4,4 36,8,5 9 MPa (3-7) o max dov (3-8) 9 MPa 77, 5 MPa Napětí vyhovuje o3max o3 o3 4,4 67,34,35 58, 5 MPa (3-9) o3 max dov (3-30) 58,5 MPa 77, 5 MPa Napětí vyhovuje [, s. 7] 3.5. Kontrola radiálního zatížení výstupního hřídele převodovky [9, s. 49] Dovolené radiální zatíţení výstupního hřídele je udáváno výrobcem převodovky. Hodnota dovoleného zatíţení se porovnává se skutečnou silou, která výstupní hřídel převodovky zatěţuje. V našem případě se jedná o reakci F A (3-4), která byla vypočítána z momentové rovnováhy. Fr F A (3-3) 4 00 N 4 965, 98 N Radiální zatížení vyhovuje 34

36 3.6. Návrh a výpočet ložiska Při svařování lanového bubnu, nebo při samotné montáţi můţe dojít k nepřesnostem, které mohou mít vliv na souosost podpěrného čepu a výstupního hřídele převodovky. Proto je vhodné tuto souosost tolerovat při vytváření výkresové dokumentace. Kvůli výše zmíněným nepřesnostem se pro uloţení podpěrného čepu pouţívají naklápěcí loţiska [5, s. 04]. Mezi loţiska, která mají dobrou naklopitelnost patří především kuličková naklápěcí loţiska a loţiska soudečková. Vzhledem k vysokému radiálnímu zatíţení, bude pouţito loţisko soudečkové. Volba loţiska bude provedena podle [4, s. 76]. Loţisko 08E Z/LT ČSN Tab. 3. Hlavní parametry ložiska Hlavní rozměry Únosnost [kn] Hmotnost d l [mm] D l [mm] B l [mm] dynamická C statická C 0 m lo [kg] ,5 90 0, Minimální statická síla v laně Minimální statická síla v laně je vyvolána pouze vlivem hmotnosti kladnice. Hmotnost lana bude stejně jako v odstavci.4.. zanedbána. Minimální statická síla v laně bude vypočtena na základě vzorce (-5). Qc G g 0 0,7 9,8 Fs min 5, 94 z n 0, Minimální statické zatížení ložiska cl N (3-3) Minimální síla působící na loţisko podpěrného čepu bude vypočítána podle rovnice (3-). V rovnici (3-) vystupuje dynamická síla F d, která bude nahrazena minimální statickou silou působící v laně, čímţ dostaneme minimální zatíţení loţiska. F B min F s min s s Fs min lz lk Fs min lz lk ls (3-33) s lb a , ,94 F B min 3, 7 N 50 3, Střední zatížení ložiska Střední zatíţení loţiska je vypočítáno na základě zatíţení minimálního a maximálního F B (3-). [5, s. 40] F Bmin (3-3), F F F 3,7 0 03,4 B min B 3 476, N (3-34) 3 3 stř 83 35

37 Střední výpočtové zatížení ložiska [5, s. 4] Střední výpočtové zatíţení je střední zatíţení zvětšené o dynamické vlivy, jako jsou např. nepřesnosti při výrobě ozubení. Dynamické vlivy jsou zahrnuty v tzv. součiniteli provozu, který je volen podle [5, s. 4]. Hodnota součinitele provozu pro mechanismus zdvihu je,. F F 3 476,83, 6 7, N (3-35) vstř stř Statické a dynamické ekvivalentní zatížení [, s. 69] Protoţe na loţisko nepůsobí ţádné axiální síly je statické ekvivalentní zatíţení rovno dynamickému ekvivalentnímu zatíţení. Obě tyto ekvivalentní zatíţení jsou tedy rovny výpočtovému zatíţení loţiska F vstř. P0 Pd Fvstř 6 7, N (3-36) Kontrola statické únosnosti [5, s. 44] Při kontrole statické únosnosti je porovnávána statická únosnost loţiska se statickým ekvivalentním zatíţením P 0. Statické ekvivalentní zatíţení je však ještě zvětšeno pomocí tzv. součinitele bezpečnosti. Součinitel bezpečnosti s 0 je volen,5. C 0 P0 s0 (3-37) ,, N 4 58, 3 N Ložisko vyhovuje Základní výpočtová trvanlivost ložiska v hodinách [, s. 66] Základní výpočtová trvanlivost 9 se stanoví na základě dynamické únosnosti loţiska C, dynamického ekvivalentního zatíţení P, a ze skutečných otáček lanového bubnu n sk. Ve vzorci také vystupuje tzv. exponent rovnice trvanlivosti, který je pro loţiska s čárovým stykem (soudečková, kuţelíková a válečková loţiska) roven 0/3. 0 a 3 0h L l 6 6 C , h P (3-38) d 60 nbs 6 7, 60 3, Kontrola ložiska Minimální trvanlivost loţiska v hodinách L h je volena podle [5, s. 39] L L h h. 0 h L h (3-39) h h Ložisko vyhovuje 9 Základní výpočtová trvanlivost je trvanlivost přiřazená 90 % spolehlivosti podle [, s. 64] 36

38 Závěr Předchozí text byl věnován návrhu zdvihového mechanismu jeřábové kočky pro zvedání břemen s maximální váhou kg. V první kapitole bylo na základě zadaných hodnot navrhnuto ocelové lano, na jehoţ základě byly dále vypočítány průměry kladek a rozměry lanového bubnu. V druhé kapitole bylo navrhnuto konstrukční uspořádání zdvihového mechanismu, na základě kterého byly navrţeny hlavní části zdvihového mechanismu: elektromotor, převodovka, brzda a dvě spojky. Třetí kapitola se zabývala uloţením a pevnostní kontrolou lanového bubnu. Pro uloţení lanového bubnu bylo vyuţito soudečkové loţisko, které je uloţeno na podpěrném čepu lanového bubnu. Na straně druhé je lanový buben uloţen na výstupním hřídeli třístupňové převodovky. Výpočty v jednotlivých kapitolách byly provedeny na základě norem a odborných publikací uvedených v seznamu literatury. Praktickým výsledkem této práce je výkresová dokumentace obsahující výkres celkové sestavy zdvihového mechanismu, sestavy lanového bubnu, a dva výrobní výkresy. Doufám, ţe cíle, které byly stanoveny v úvodu této práce, byly uspokojivě splněny, a ţe tato práce pro mě bude dobrým východiskem pro další studium na Vysokém učení technickém v Brně. 37

39 Literatura. ČSN Navrhování ocelových konstrukcí jeřábů: Výpočet podle mezních stavů. Praha: Vydavatelství norem, s.. ČSN Výpočet ocelových lan pro jeřáby a zdvihadla. Praha: Úřad pro normalizaci a měření, s. 3. MONTECO: Vázací prostředky [online]. Praha: 00 [cit ]. Dostupné z URL: < 4. METALLAN: Vázací a zvedací prostředky nejvyšší kvality [online]. 0 [cit ]. Dostupné z URL: < 5. REMTA, František, Ladislav KUPKA, František DRAŢAN, et al. Jeřáby: I. DÍL.. doplněné vydání. Praha: SNTL, s. DT ČSN Ocelová lana šestipramenná: Seal 6 dráty. Praha: Úřad pro normalizaci a měření, s. 7. ČSN Kladky a bubny pro ocelová lana. Praha: Úřad pro vynálezy a normalizaci, s. 8. GAJDŮŠEK, Jaroslav, Miroslav ŠKOPÁN. Teorie dopravních a manipulačních zařízení.. vydání. VUT Brno: Rektorát Vysokého učení technického v Brně, s. A36 735/f. 9. Motor-Gear [online]. 00 [cit ]. Dostupné z URL: < 0. Motor-Gear [online]. 00 [cit ]. Dostupné z URL: < SHIGLEY, Joseph, Charles MISCHKE, Richard BUDYNAS. Konstruování strojních součástí.. vydání. Brno: VUTIUM, s. ISBN GALBIATI, Tomasso. Shoe brake [online].. duben 0 9:, [cit ]. Osobní komunikace. 3. TESPO [online]. 00 [cit ]. Dostupné z URL: < 4. SKF [online]. 00 [cit ]. Dostupné z URL: < 38

40 Slovník symbolů a jednotek Symbol Jednotka Význam a [mm] vzdálenost reakce v uloţení B a [] exponent rovnice trvanlivosti l a [mm] vzdálenost reakce F B od průřezu b [mm] hloubka dráţky věnce B [mm] šířka soudečkového loţiska l b [mm] vzdálenost reakce F B od průřezu C [N] dynamická únosnost loţiska C 0 [N] statická únosnost loţiska d [mm] průměr lana D b [mm] jmenovitý průměr navíjecího bubnu D bmin [mm] základní průměr navíjecího bubnu d [mm] vnitřní průměr soudečkového loţiska l d [mm] průměr čepu v průřezu č d [mm] průměr čepu v průřezu č d č 3 [mm] průměr čepu v průřezu 3 D [mm] vnější průměr soudečkového loţiska l D [m] základní průměr navíjecího bubnu o D r [mm] D r min [mm] D [mm] v jmenovitý průměr vyrovnávací kladky základní průměr vyrovnávací kladky jmenovitý průměr vodící kladky D vmin [mm] základní průměr vodící kladky D [] provozní podmínky jeřábu F [N] statická síla v laně F A [N] reakce v podpoře A F B [N] reakce v podpoře B F Bmin [N] minimální zatíţení působící na loţisko F [N] dynamická síla v laně d F [N] maximální dovolená síla v laně dov f [] servisní faktor m F [] obvodová síla působící na pero o F r [N] dovolené radiální zatíţení výstupní hřídele F [N] minimální statická síla působící v laně s min F [N] střední zatíţení loţiska stř F [N] střední výpočtové zatíţení loţiska vstř g [ m s ] gravitační zrychlení G [kg] hmotnost částí zvedaných s břemenem GD [ m ] kg moment setrvačnosti motoru 39

41 Symbol Jednotka Význam h [m] výška zdvihu i c [] celkový předběţný převodový poměr i [] převod kladkostroje k i N [] jmenovitý převodový poměr k [] součinitel bezpečnosti k [] součinitel bezpečnosti v laně L [m] délka navinutého lana l b [m] celková délka bubnu L [h] minimální trvanlivost loţiska v hodinách k h l [mm] p délka koncové části bubnu l [m] délka pera na výstupním hřídeli převodovky l s [mm] délka střední části bubnu l z [mm] délka závitové části bubnu L 0 h [h] základní výpočtová trvanlivost v hodinách M b [ N m] brzdný moment brzdy M [ N m] maximální brzdný moment k b max m [kg] k hmotnost kladnice M [ N m] kroutící moment na výstupu převodovky m l [kg] m [kg] lo N hmotnost lana hmotnost loţiska M [ N m] jmenovitý moment motoru M [ N m] maximální ohybový moment působící na plášť bubnu o max M [ N m] ohybový moment v řezu I. o M [ N m] ohybový moment v řezu II. p o m [kg] hmotnost převodovky M rozb [ N m] rozběhový moment motoru n [] počet nosných průřezů v jedné větvi lanového převodu n [min ] b n [min ] bs n [min ] m teoretické otáčky lanového bubnu skutečné otáčky lanového bubnu otáčky motoru n [min ] vstupní otáčky převodovky N [N] normálová síla v řezu I. n [min ] výstupní otáčky převodovky N [N] normálová síla v řezu II. P [kw] výkon elektromotoru P d [N] dynamické ekvivalentní zatíţení loţiska p [MPa] dovolený tlak v náboji dovp P m [kw] výkon potřebný pro zvedání břemen 40

42 Symbol Jednotka Význam P N [kw] p [MPa] o P [kw] p 0 jmenovitý výkon převodovky základní hodnota tlaku v náboji výkon převodovky P [N] statické ekvivalentní zatíţení loţiska P [N] jmenovitá pevnost lana P [kw] výkon na výstupu převodovky q [] poměrné zatíţení Q c [kg] hmotnost jmenovitého břemene Q [kg] hmotnost průměrného břemene p r [mm] poloměr dráţky věnce R [mm] průměr výstupního hřídele R e [MPa] mez kluzu materiálu S [mm] délka výstupní hřídele převodovky s b [m] tloušťka stěny bubnu s [mm] předběţná tloušťka stěny bubnu bp SF [ N m] servisní faktor spojky s 0 [] součinitel bezpečnosti t [mm] stoupání dráţky na bubnu t [ m s ] doba rozběhu elektromotoru a t [m] hloubka dráţky v náboji T [N] posouvající síla v řezu I. T [N] posouvající síla v řezu II. 3 W [ m ] průřezový modul pro krut lanového bubnu k 3 W [ m ] průřezový modul pro ohyb lanového bubnu o x [mm] délka řezu I. x [mm] délka řezu II. z [] počet větví lanového převodu z b [] počet závitů na bubnu [] součinitel tvaru v místě o [] součinitel tvaru v místě o [] součinitel tvaru v místě 3 o3 [] součinitel pro vodící kladku [] součinitel pro vyrovnávací kladku 3 [] součinitel pro lanový buben [] úhel rozevření dráţky věnce b [] součinitel pro výpočet rozběhového momentu [] bezpečnost brzdy m [] součinitel zatíţení od jmenovitého břemena lo [] dynamicky součinitel h 4

43 Symbol Jednotka Význam b [] účinnost lanového bubnu [] celková účinnost c [] účinnost lanového převodu cl [] účinnost převodovky p [] účinnost jedné kladky na pevné ose [] Ludolfovo číslo [ m s ] rychlost zdvihu h [ m s ] skutečná rychlost zdvihu hs [MPa] dov [MPa] odov [MPa] omax o dovolené napětí dovolené ohybové napětí maximální ohybové napětí [MPa] nominální ohybové napětí čepu v průřezu [MPa] nominální ohybové napětí čepu v průřezu o [MPa] nominální ohybové napětí čepu v průřezu 3 o3 [MPa] maximální ohybové napětí čepu v průřezu omax [MPa] maximální ohybové napětí čepu v průřezu omax [MPa] maximální ohybové napětí čepu v průřezu 3 o3max [MPa] red redukované napětí podle teorie HMH tl [MPa] přetlak působící na plášť lanového bubnu [MPa] smykové napětí kdov [MPa] dovolené smykové napětí [MPa] součinitel provozu [] součinitel středního spouštěcího momentu 4

44 Seznam obrázků Obr.. Lano s vloţkou Obr.. Navíjecí bubny Obr..3 Uspořádání kladnice a bubnu Obr..4 Šesti pramenné lano Seal Obr..5 Věnec lanové kladky Obr..6 Dráţky lanového bubnu Obr..7 Navíjecí buben Obr.. Konstrukční uspořádání zdvihového ústrojí Obr.. Schéma a rozměry elektromotoru Obr..3 Postup při volbě převodovky Obr..4 Označení zvolené převodovky Obr..5 Hlavní rozměry převodovky Obr..6 Zatíţení těsného pera Obr..7 Dvoučelisťová brzda Obr..8 Schéma spojky typu S Obr..9 Schéma pruţné spojky Obr. 3. Uloţení bubnu v loţiskovém tělese Obr. 3. Uchycení lana na lanový buben Obr. 3.3 Síly působící na lanový buben Obr. 3.4 Střednice lanového bubnu Obr. 3.5 Řez I. střednicí lanového bubnu Obr. 3.6 Řez II. střednicí lanového bubnu Obr. 3.7 Průběhy vnitřních silových účinků Obr. 3.8 Síly vyvolávající smykové napětí Obr. 3.9 Podpěrný čep lanového bubnu Seznam tabulek Tab.. Volba součinitele bezpečnosti Tab.. Technické parametry lana Tab..3 Hlavní rozměry dráţky věnce Tab..4 Rozměry dráţky lanového bubnu Tab.. Hlavní parametry elektromotoru Tab.. Rozměry elektromotoru Tab..3 Hlavní technické parametry převodovky Tab..4 Hlavní rozměry převodovky Tab..5 Hlavní rozměry brzdy Tab..6 Hlavní rozměry zubové spojky Tab..7 Hlavní rozměry pruţné spojky Tab. 3. Mechanické vlastnosti materiálu Tab. 3. Hlavní parametry loţiska 43

45 Seznam příloh Zdvihový mechanismus Lanový buben Ţebro Ţebro CD-ROM 0-A9-0/00 -A9-0/00 4-A9-0/06 4-A9-0/07 44