ČESKÉ VYSOKÉ UČENÍ TECHNICKÉ V PRAZE

Transkript

1 ČESKÉ VYSOKÉ UČENÍ TECHNICKÉ V PRZE FKULT STROJNÍ Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla Drive Design of Floodgate's Rack Jack Bakalářská práce Studijní program: Studijní obor: Vedoucí práce: B4 TEORETICKÝ ZÁKLD STROJNÍHO INŽENÝRSTVÍ 01R000 Studijní program je bezoborový Ing. Jaroslav Křička, Ph.D. Jan Pavlíčko Praha 015

2 Prohlášení Prohlašuji, že jsem bakalářskou práci s názvem: Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla vypracoval samostatně pod vedením Ing. Jaroslava Křičky, Ph.D., s použitím literatury uvedené na konci mé bakalářské práce v seznamu použité literatury. V Praze Jan Pavlíčko Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla I

3 Poděkování Děkuji Ing. Jaroslavu Křičkovi, Ph.D., za odborné vedení, potřebné rady a připomínky při vypracování bakalářské práce. Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla II

4 notační list Jméno autora: Název BP: nglický název: Jan PVLÍČKO Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla Drive Design of Floodgate's Rack Jack Rok: 015 Studijní program: Obor studia: Ústav: Vedoucí BP: B4 Teoretický základ strojního inženýrství 01R000 Studijní program je bezoborový Ing. Jaroslav Křička, Ph.D. Bibliografické údaje: počet stran 56 počet obrázků 8 počet tabulek 6 počet příloh 4 Klíčová slova: Keywords: Čelní převodovka, hřebenový zvedák, návrh, pohon, stavidlo Spur gear unit, rack jack, design, drive, floodgate notace: Bakalářské práce se zabývá návrhem pohonu hřebenového zvedáku stavidla. Cílem práce je návrh vhodné pohonné soustavy, která bude splňovat všechny nároky vyplývající z provozuschopnosti daného zařízení. K řešení pohonu byl použit elektromotor napojený na dvoustupňovou čelní převodovku se šikmými zuby a kvůli předpokládané zástavbě řetěz na výstupu z převodovky. Vytvořené řešení splňuje všechny požadované nároky na funkčnost a životnost, plynulost chodu i vhodně řeší minimalizaci prostorových nároků v zástavbě. bstract: This thesis deals with the design of a floodgate s rack jack drive. The aim of this work is to design suitable drive system that will satisfy all claims arising from the operability of the device. There was used an electric motor coupled to a two-stage spur gear unit with helical teeth and due to the anticipated installation space there was also used a chain at the gearboxes output. This solution satisfies demands for the required functionality and durability, smoothness of operation and it suitably minimizes the space requirements for the installation. Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla III

5 Obsah Úvod Pohonné mechanismy stavidel Zdvihací mechanismus Zdvih šroubovým vřetenem Zdvih ozubenou tyčí Zdvih cévovou tyčí Zdvih řetězem Pohon zdvihacího mechanismu Ruční pohon Přenosný pohon Elektrický pohon... 6 Vymezení problematiky Stávající zařízení Řešená varianta... 7 Pohon hřebenového zvedáku Návrhové výpočty Výpočet výkonu motoru a jeho volba Výpočet dvoustupňové čelní převodovky Krouticí momenty v soustavě Předběžné průměry hřídelů Návrh převodových poměrů Chemicko-tepelné zpracování Normálový modul Určení počtu zubů Geometrie ozubených kol Návrh řetězového soukolí Návrh spojky Kontrolní výpočty Uložení ozubených kol na hřídelích Určení silových účinků na kolech..... Určení silových účinků na hřídelích Statická kontrola hřídelů... 6 Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla IV

6 ..5 Dynamická kontrola hřídelů Ložiska Návrh skříně převodovky Návrh základního rámu... 4 Závěr... 4 Použitá literatura Seznam obrázků Seznam tabulek Seznam příloh Seznam použitých zkratek a symbolů Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla V

7 Úvod Jednoduchá zdvihadla, též zvedáky, jsou využívána v širokém spektru lidské činnosti. Právě kvůli širokému funkčnímu záběru existují různá provedení těchto zařízení, od hydraulických přes pneumatická až po mechanická. právě mechanické zvedáky si pro svou jednoduchost a relativně velkou zvedací sílu našly uplatnění ve vodohospodářství, konkrétně v místech regulace vodní hladiny, přítoku a odtoku. Velké množství mechanických zvedáků stavidel je poháněno ručně, avšak v místech s dostupnou elektrickou sítí se od ručního pohonu přechází primárně k pohonu elektrickému. Tato bakalářská práce je tedy zaměřena na návrh elektrického pohonu nahrazujícího dosavadní ruční pohon mechanického stavidlového hřebenového zvedáku. Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 1

8 1 Pohonné mechanismy stavidel Jedná se o mechanismy sloužící k rozpohybování stavidla. Lze je nalézt v provedení hydraulickém, viz Gabčíkovo vodní dílo obr. 1., avšak mnohem častěji v mechanickém provedení, které bude dále rozvedeno. obr. 1.: Hydraulicky poháněná stavítka vodního díla Gabčíkovo [4] V mechanickém provedení je lze rozdělit na zdvihací mechanismus ve většině případů převádí rotační pohyb vyvozený hnacím členem na pohyb lineární a na mechanismus pohánějící vlastní zdvihací mechanismus, složený z hnacího členu, který transformuje energii (elektromotor, hydromotor) a převodového mechanismu. 1.1 Zdvihací mechanismus Vynechají-li se speciální způsoby zdvihu (samoregulační stavidlo zdvih uskutečněn pákou aj.), zbývají 4 základní způsoby zdvihu stavidla Zdvih šroubovým vřetenem Pohybová tyč s trapézovým závitem spolu s maticí tvoří samosvornou závitovou dvojici. Pro rozpohybování matice vřetena není zapotřebí vyvození velké síly. Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla

9 Jakmile je překonána mez samosvornosti, netočivé vřeteno se dá do pohybu. Účinnost tohoto typu zvedáku se však pohybuje okolo 5 %. obr..: Stavidlo se šroubovým netočivým vřetenem [5] 1.1. Zdvih ozubenou tyčí Ozubená tyč, též hřeben, se pohybuje díky jednoduchému, popřípadě vícenásobnému silovému ozubenému převodu. Oproti vřetenovému zvedáku dosahuje výrazně lepší účinnosti. obr..: Klikový hřebenový zvedák [6] Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla

10 1.1. Zdvih cévovou tyčí Zuby na tyči jsou nahrazeny válcovými čepy (cévy), přičemž pastorek se vzhledově podobá řetězovému kolu, avšak principiálně je pohyb cévové tyče proveden shodně s tyčí ozubenou. obr. 4.: Cévové tyče mechanismů stavidel vodní elektrárny Mělník [4] Zdvih řetězem Namísto tyče je instalován řetěz, jehož pohyb je určen pohybem řetězového kola. Nespornou výhodou tohoto druhu zvedáku je minimalizace zabraného prostoru při maximálním zdvihu stavidla. Nedochází totiž k vertikálnímu vysunutí pohybových tyčí. obr. 5.: Řetězový pohon stavidla vodní elektrárny Přelouč [4] Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 4

11 1. Pohon zdvihacího mechanismu 1..1 Ruční pohon Tento typ pohonu je vhodný především do míst, kde nelze instalovat elektromotor, a to ať už z důvodu absence elektrické sítě nebo z prostorových či jiných důvodů. Rotační pohyb je vyvozován klikou popřípadě ručním kolem. obr. 6.: Soustava hřebenových zvedáků s ručním pohonem [7] 1.. Přenosný pohon Jedná se o variantu, která umožňuje ovládat stavidlo bez fyzického úsilí, avšak je zapotřebí přítomnost obsluhy u daného procesu. obr. 7.: Bateriový přenosný pohon na převodovce vřetenového zvedáku [8] Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 5

12 1.. Elektrický pohon U stavidel s elektrickým pohonem často odpadá nutnost přítomnosti obsluhy přímo u daného zařízení. Řízení je tedy možné provádět dálkově, případně i plně automaticky regulovat hladinu vody. Pohyb stavidla je rovnoměrný a rychlost zdvihu nezávisí na momentální výkonnosti obsluhy, ale na výstupních otáčkách převodovky, která je kvůli požadovanému snížení otáček nedílnou součástí pohonné soustavy. obr. 8.: Hřebenový zvedák stavidla s elektromotorem a čelní převodovkou [9] obr. 9.: Dvojitý hřebenový zvedák s elektromotorem a úhlovou převodovkou [9] Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 6

13 Vymezení problematiky.1 Stávající zařízení Cílem práce bylo vytvořit návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla. Jako stávající zařízení jsem se rozhodl vybrat stavidlo zvedané dvojitým hřebenovým zvedákem Haacon by bylo možné ručně zdvihnout maximálně zatížené stavidlo, musí se na klice mechanismu, jejíž rameno je 00 mm dlouhé, působit silou o velikosti 70 N [10]. Zdvih na otáčku kliky při tomto bočním pohonu bude 4 mm.. Řešená varianta by bylo dosaženo optimální rychlosti zdvihání stavidla, stanovil jsem přibližné otáčky vstupního hřídele převodové skříně zvedáku na 50 otáček za minutu. K tomu bude zapotřebí výrazné snížení otáček elektromotoru, v důsledku čehož volím dvoustupňovou čelní převodovku s šikmými zuby. Jako další vymezující parametr jsem zvolil řetěz na výstupu z převodovky (kvůli vhodnému umístění motoru s převodovkou), který bude roztáčet řetězové kolo na vstupním hřídeli převodové skříně zvedáku. Celé schéma vytvořeného řešení zasazeného do prostředí je vidět na obrázku 10., model samotného pohonu na obrázku 11. a výsledný modelový návrh soustavy na obrázcích 1. a 1. obr. 10.: Koncepční schéma soustavy Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 7

14 obr. 11.: Model pohonu obr. 1.: Model soustavy Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 8

15 obr. 1.: Model soustavy zasazený v uzavřeném betonovém kanále Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 9

16 Pohon hřebenového zvedáku.1 Návrhové výpočty.1.1 Výpočet výkonu motoru a jeho volba Při zjištění velikosti výkonu motoru je nutné nejprve spočítat velikost momentu M kiv vzniklého působením síly na kliku (1). Tento moment umožňuje otáčení klikou, a tím zvedání hřebenu stavidla při maximální zátěži. Minimální potřebný výkon se získá z rovnice (). min P IV M r F 0, [ N m] (1) kiv k k P min IV M kiv niv 50 IV M kiv , [W ] () Vzhledem ke ztrátám díky převodovce a řetězu je však nutné zvýšit požadovaný nutný výkon na předběžný výkon příslušného motoru podle rovnice (). Účinnosti podle [] str. 18: pár čelních ozubených kol... 0,98 [ ] η ok řetězový převod... 0,94 [ ] η řet min P 581, P IV m 644 [W ] 0,644 [ kw] η η η 0,98 0,98 0,94 () ok ok řet Typ elektromotoru je volen z katalogu [11] na základě nejbližšího vyššího výkonu v dané kategorii. Zvolil jsem trojfázový asynchronní 4-pólový motor nakrátko Siemens 80M 1L L s vestavbou G6 (brzda LM8), jehož vybrané parametry jsou: jmenovitý výkon... P m 0,9 kw otáčky... jmenovitý moment... n m M km 1 40 min 6,4 N m 1 průměr výstupního hřídele... délka výstupního hřídele... d m 19 l m 40 mm mm Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 10

17 .1. Výpočet dvoustupňové čelní převodovky.1..1 Krouticí momenty v soustavě Nejprve je zapotřebí provést analýzu momentové situace v celém pohonu, jelikož od této zásadní znalosti se bude odvíjet celé dimenzování hřídelů, ozubených kol, převodové skříně, řetězu a i výběr vhodné spojky. Motor M km 6,4 N m Hřídele převodovky M M ki kii M M km ki 6,4 N m i 1 6,4 4, 0,98 7 [ N m] (4) ok M kiii M kii i 4 7,65 0,98 96,6 [ N m] (5) ok Hřídel na vstupu do převodové skříně zvedáku M kiv M kiii i řet 96,6 17, 0,94 154,4 [ N m] (6) řet.1.. Předběžné průměry hřídelů Pro předběžný návrh hřídelů se vychází z pevnostní podmínky v krutu. Volba dovolených napětí ve smyku Di dle [] str. 1. Výsledné průměry hřídelů však byly zvýšeny z konstrukčních a bezpečnostních důvodů. DI DII 5 N mm 5 N mm DIII 50 N mm 16 MkI d I DI 16 6, [ mm] (7) Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 11

18 16 MkII d II DII [ mm] (8) 16 MkIII d III DIII 16 96, [ mm] (9).1.. Návrh převodových poměrů Na základě [] str. 18 jsem vypočítal celkový převod zahrnující i řetězový převod (10), poté jsem vypočítal po zvolení optimálního převodu řetězu převodový poměr samotné převodovky (11) i i c p nm , (10) n 50 IV i c 6,8 15, (11) i 17, řet Dále bylo nutné provést kontrolu celkového skutečného převodového poměru, zda platí maximální přípustná odchylka 4 % od jmenovité hodnoty převodového čísla stanovené dle ČSN V mém případě se tedy jmenovitá hodnota převodového čísla jm i p rovnala číslu 16. Jak je evidentní z rovnice (1), odchylka je v normě, tudíž skutečný převodový poměr vyhovuje. i p 100 % 15, % 100 % 100 % 1,47 % (1) jm i 16 p Poměr dílčích převodových čísel jsem zvolil na základě doporučení [] str. 19, tj. pro systém s řetězovým převodem je vhodné volit i1 i4, aby nedošlo ke zvýšení rozměrů celé převodovky. Číselně jsem rozhodl poměrem i1 i4 1, a na základě této znalosti (1) vypočítal dílčí převody (14), (15). i 1 i4 ip 16 1, i4 i4 i 4 (1) 16,65 (14) 1, Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 1

19 i1 4 1, i 1,,65 4, (15) tab. 1.: Sumarizace převodových poměrů i c i p i 1 i 4 i řet převodový poměr 6,8 15,765 4,,65 1, Chemicko-tepelné zpracování K dalším výpočtům je nutné znát chemicko-tepelné zpracování (dále jen CHTZ) ozubení. Pro pastorky i kola jsem vybral materiál ocel dle ČSN. Následnou úpravou bude CHTZ, konkrétně povrchové kalení po boku na tvrdost 45 až 55 HRC. Tím se dosáhne požadovaných materiálových vlastností uvedených v tab.. Tvrdost v jádře zubu J HV tab..: Materiálové vlastnosti oceli po CHTZ Tvrdost na boku zubu V HV Mez únavy v ohybu 0 F limb [MPa] Mez únavy v dotyku 0 H lim [MPa] Normálový modul Pro výpočet normálového modulu m n1 (16) a m n (17) je potřeba vztahů a příslušných koeficientů podle [] str. 4: m m n1 n K M K K M F ki H ki f p fp (16) bwf / mn z1 FP bwf / mn z1 FP K M K K M F kii H kii f p fp (17) bwf / mn z FP bwf / mn z FP f p 18 platí pro kalená ozubená kola. K je součinitel vnějších dynamických sil, který závisí na zatěžování převodovky hnacím a hnaným strojem. Volba pro případ stavidla (pokud by docházelo k velkým dynamickým účinkům způsobených rychle proudící vodou) K 1,6 dle [1] str. 11. Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 1

20 K H je součinitel nerovnoměrnosti zatížení zubů po šířce, určen podle grafu vnitřního uspořádání převodovky a CHTZ jako K H 1,. bwf / mn 4 poměrná šířka, zvolena podle příslušné kombinace CHTZ a převodového poměru. z1 z 17 je počet zubů pastorků, zvolených podle příslušné kombinace CHTZ a převodových poměrů. Koeficient FP se získá z rovnice (18). 0 0,6 0, [ MPa ] (18) FP F limb Po dosazení předchozích koeficientů do (16), resp. (17) jsem získal následující normálové moduly zaokrouhlené na nejbližší vyšší přednostní normalizovaný modul podle [] str. 7 tab. VI: m 18 n1 1,6 1, ,0 [ mm] 1,5 [ mm] m 18 n 1,6 1, ,66 [ mm] [ mm].1..6 Určení počtu zubů Volba počtu zubů pastorků s ohledem na podřezání pro úhel 0 byla provedena v předchozí kapitole. V této jsou dopočteny zbylé počty zubů na ozubených kolech a 4. z 1 1 z i 17 4, 74 (19) z4 4 z i 17,65 6 (0) Následná kontrola převodového poměru soukolí: i p z z 1 z z , (1) Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 14

21 i p i p 0,04 i p 0, , ,64 0, ,64 Je patrné, že takovéto počty zubů jsou použitelné, splňují normu ČSN tab..: Sumarizace počtů zubů (počty zubů) soukolí 1, soukolí, 4 pastorek kolo Geometrie ozubených kol by bylo dosaženo lepších záběrových podmínek, nižší hlučnosti, menších rázů a tím i zvýšení životnosti ozubených kol, zvolil jsem šikmé ozubení s úhly sklonu zubů pro první soukolí 10 a menší úhel 6 pro druhé soukolí dle normy 1 ČSN [] str. 8. Následující tabulky tab. 4. a 5. jsou výslednými výstupy dostupného školního souboru [1], do kterého byly zadány tyto údaje: 4 soukolí 1, P 0,9 kw n1 140 min z z 74 n 0 m n 1,5 mm 10 f 0,8 mm c a 0,5 mm bez boční vůle Osová vzdálenost a 0 57, 75 mm byla z výrobních důvodů zaokrouhlena na celé číslo a následně dosazena jako a w 58 mm. Z tohoto zaokrouhlení je patrné zavedení korekce x. Vzhledem k velikosti celkové společné korekce x 0,01 mm, která je menší než 0, podle [] str., jsem zvolil jednotkové posunutí kola x 0 mm a korigován bude pouze pastorek hodnotou x 1 0,01 mm. Šířka pastorku b 1 o velikost modulu menší, tj. w 1 mm je zvolena tak, aby šířka kola byla přibližně z obou stran b w 19 mm. Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 15

22 tab. 4.: Soukolí 1, Kontrola ozubení dle ISO 66 jednotky mm, Nmm, o, kw, Mpa, m.s -1 Roz. kolo 1 kolo kolo 1 kolo z 1 17 d 1,5778 9,9696 Flim z 74 d a 4, ,419 Hlim m n 1,5 d f 18, ,80196 Y Fa,55718,107 x 1 0,0115 d b 0,974 88,104 Ysa 1,6707 1,76416 x 0 d W 1,670 94,967 Y e 0, ,71811 n 0 h a 1, ,4617 Y 0,9409 0, h f 1, ,565 F 6 6 a W 58 h,80867,80867 Y N.X 1 1 b 1 1 s n,1465 1,96495 Z H,4105,4105 b 19 s t, ,99785 Z E 189,8 189,8 P 0,9 v n 1, ,96495 Z e 0,855 0,855 n v t 1, ,99785 Z 0,9975 0,9975 M k1 641,707 W 0,958 Z B 1 1 v 1,51948 Z R.T 1 1 u 4,5941 K 1,6 1,6 K V 1, ,06884 Kontrolní rozměry K F 1,1 1,1 1 K F 1, ,4969 h k 1, ,9064 K H 1 1 s k 1, ,89544 konst. tloušťka K H 1, ,97858 z' 9 M/z 6,018155,71978 přes zuby d 1, ,84508 S F,605545,51018 M/d,875 95,6789 přes kuličky S H 1,566 1,566 soukolí,4 Formální dosazení hodnot do programu vypadalo následovně: P 0,88 kw n1 1 min z z 6 n 0 m n mm 6 f 0,8 mm c a 0,5 mm bez boční vůle Osová vzdálenost číslo a následně dosazena jako a 0 79,45 mm byla z výrobních důvodů zaokrouhlena na celé a w 80 mm. Vzhledem k velikosti celkové společné korekce x 0,89 7 mm, která je menší než 0, podle [] str., jsem zvolil jednotkové posunutí kola x 0 mm a korigován bude opět pouze pastorek hodnotou x 1 0,89 7 mm. Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 16

23 Šířka pastorku b w 4 mm je zvolena tak, aby šířka kola byla přibližně z obou stran o velikost modulu menší, tj. b w 0 mm. tab. 5.: Soukolí,4 Kontrola ozubení dle ISO 66 jednotky mm, Nmm, o, kw, Mpa, m.s -1 Roz. kolo 1 kolo kolo 1 kolo z 1 17 d 4, ,68 Flim z 6 d a 9, ,658 Hlim m n d f 0, ,68 Y Fa,49146,65896 x 1 0,89741 d b, ,0881 Ysa 1, ,770 x 0 d W 4,408 15,5696 Y e 0, ,74199 n 0 h a, ,9856 Y 0, , h f 1,90517,5 F 6 6 a W 80 h 4,4856 4,4856 Y N.X 1 1 b 1 4 s n,5641,14159 Z H,41494,41494 b 0 s t,5805, Z E 189,8 189,8 P 0,88 v n,719764,14159 Z e 0, ,86151 n 1 1 v t,74745, Z 0, ,99757 M k1 6995,1 W 1,17911 Z B 1 1 v 0,55849 Z R.T 1 1 u, K 1,6 1,6 K V 1, ,01555 Kontrolní rozměry K F 1,1 1,1 1 K F 1,5656 1,51019 h k 1,9915 1, K H 1 1 s k,14658,14658 konst. tloušťka K H 1,0011 1,0011 z' 7 M/z 9, ,14186 přes zuby d,9511,9511 S F,55645,48496 M/d 8, ,554 přes kuličky S H 1,4989 1,4989 Ve výpočtech ozubení na ohyb a dotyk bylo pracováno se stupněm přesnosti 6 dle ISO 18-1 a s hodnotami z kapitol.1..4 Chemicko-tepelné zpracování a.1..5 Normálový modul. Je však stále nutno míti na paměti, že indexování v programu ukazuje pouze na to, jestli se jedná o pastorek index 1, nebo kolo index, je tedy důležité přisuzovat správné vstupní a výstupní parametry daným soukolím a kolům v nich. Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 17

24 .1. Návrh řetězového soukolí Otáčky malého a velkého řetězového kola se vypočítají z rovnic () a (), přičemž menší z kol bude namontováno na výstupním hřídeli převodovky, tudíž bude mít shodné otáčky s tímto hřídelem. Jak je však vidět, jedná se o hodnoty ovlivněné chybou zaokrouhlení převodových poměrů, avšak velmi málo významnou. n III nm ,4 [min ] () i i 4,, n IV nm , [min ] i i i 4,,65 17, () 1 4 řet Počet zubů byl volen tak, aby řetězový převod vycházel přesně podle hodnoty stanovené na začátku, tj. i řet 17, a současně, aby byl splněn minimální počet zubů pro menší řetězové kolo. Z těchto vymezení a z (4) plyne: z 5 0 z6 řet 5 i z 17, 0 4 (4) Výpočty geometrie řetězových kol a řádného dimenzování řetězové soustavy byly spočítány na základě volby řetězu 16B dle katalogu SKF [15] str. 77, součástí programu studentské verze utodesk Inventor (dále jen I) 014 v generátoru řetězového převodu. Výpočet vycházel z hodnot: krouticí moment... M kiii 96,6 N m otáčky... n III 85,4 min účinnost... 0,94 [ ] η řet 1 požadovaná životnost... L h h Osovou vzdálenost podle [14] str. 8 tab. 5 jsem zvolil jako přibližně 40krát rozteč řetězu, avšak reálná rozteč je přizpůsobena sudému počtu článků řetězu v mém případě 108 článků. Ostatní dosazené parametry lze vidět na obrázku 15. Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 18

25 obr. 14.: Generátor řetězového převodu návrh (součást programu I 014) Obr. 15.: Generátor řetězového převodu výpočet (součást programu I 014).1.4 Návrh spojky Vybraným typem spojky je spojka pružná. Díky svým nesporným výhodám patří mezi nejrozšířenější druh při zachování relativní konstrukční jednoduchosti účinně přenášejí moment, přičemž mají schopnost akumulovat energii v pružných elementech, přetransformovat ji na teplo a tím do určité míry tlumit rázy. Dále jsou Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 19

26 schopny ochránit systém před nežádoucí frekvencí kmitů soustavy před rezonancí, a umožňují i méně přesnou montáž, jelikož kompenzují drobné úhlové odchylky a nesouososti. Zvolený typ spojky musí tedy být schopen přenést krouticí moment podle (5) M ks k M 17, 6,4 10,88 [ N m] (5) km Volím pružnou spojku Flender N-EUPEX B 58 [16] s těmito parametry: d d L L 1 1 M 14 mm 19 mm 0 mm max 0 mm ks max 19 N m obr. 16.: Pružná spojka Flender N-EUPEX B 58. Kontrolní výpočty..1 Uložení ozubených kol na hřídelích Pro všechna kola jsem určil spojení pomocí pera, což za daných šířek kol vychází nejekonomičtěji. Návrhy uložení jsem vybíral podle [17]. Kolo Průměr hřídele d II 7 mm volba PERO 6e7 x 6 x 14 krouticí moment činná délka pera M kii 7 10 N mm Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 0

27 lv l b [ mm] (6) kontrola pera na otlačení p MkII [ MPa ] (7) d 0,5 h l 7 0,5 6 8 II v p 84 MPa p 10 MPa (8) D Z rovnice (8) je vidět splnění podmínky menšího než dovoleného tlaku. Kolo 4 průměr hřídele d k 0 mm volba PERO 8e7 x 7 x 5 III krouticí moment činná délka pera M kiii 96,6 10 N mm lv4 4 4 l b [ mm] (9) kontrola pera na otlačení p 4 MkIII 96, [ MPa ] (0) k d 0,5 h l 0 0, III 4 v 4 p 108 MPa p 10 MPa (1) 4 D Z nerovnice (1) je vidět splnění podmínky menšího než dovoleného tlaku. Řetězové kolo 5 průměr hřídele d 1 ř 6 mm volba PERO 8e7 x 7 x 8 III krouticí moment činná délka pera M kiii 96,6 10 N mm Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 1

28 lv5 5 5 l b [ mm] () kontrola pera na otlačení p 5 MkIII 96, [ MPa ] () ř1 d 0,5 h l 6 0,5 7 0 III 5 v5 p 106 MPa p 10 MPa (4) 5 D Z nerovnice (4) je vidět splnění podmínky menšího než dovoleného tlaku. Řetězové kolo 6 průměr hřídele d IV 0 mm volba PERO 10e7 x 8 x 8 krouticí moment činná délka pera M kiv N mm lv6 6 6 l b 10 [ mm] (5) kontrola pera na otlačení p MkIV [ MPa ] (6) d 0,5 h l 0 0,5 8 6 IV 6 v6 p 117 MPa p 10 MPa (7) 6 D Z nerovnice (7) je vidět splnění podmínky menšího než dovoleného tlaku. Všechna pera vyhovují kontrolám na otlačení při zpřesněném výpočtu pomocí činných délek per. Pokud bychom počítali s celkovými délkami, došlo by ke zmenšení výsledných tlaků a tím zkreslení skutečnosti namáhání per. Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla

29 .. Určení silových účinků na kolech Silové účinky jsem neřešil na valivých, ale na roztečných kružnicích. Výpočet se tím zjednodušil a nebylo dosaženo nijak závažné chyby. Výsledky navíc byly zaokrouhleny v případě desetinného rozvoje na jedno desetinné místo. Na kola působí pastorky ve směrech tečnými F T, radiálními F R a axiálními F silami, jejichž výslednicí je obecná prostorová síla F N. Velikosti sil se určí podle [] str pro čelní ozubená kola s šikmými zuby. Ve výpočtech jsem uvažoval ztráty v ozubení, proto platí FT 1 FT, resp. FR 1 FR, resp. F 1 F a obdobně FT FT 4, resp. FR FR 4, resp. F F4. Síly na ozubeném kole pastorku 1 F T1 MkI ,6 [ N ] (8) d1 1,6 104,5 [ N] F 1 FT1 tg 1 59,6 tg 10 (9) F R1 F T1 tg cos 1 tg 0 104,5 cos [ N ] (40) Síly na ozubeném kole F T MkII ,5 [ N ] (41) d , [ N] F FT tg 1 574,5 tg (4) F R F T tg cos 1 tg 0 101, cos 10 1, [ N ] (4) Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla

30 Síly na ozubeném kole pastorku F T MkII [ N ] (44) d 4, [ N ] F FT tg tg (45) F R F T tg cos 4 tg cos 6 577,9 [ N ] (46) Síly na ozubeném kole 4 F T 4 MkIII [ N ] (47) d [ N ] F4 FT 4 tg tg (48) F R4 F T 4 tg cos 4 tg cos 6 565,8 [ N ] (49) Síly na malém řetězovém kole 5 Výpočet vycházel z [] str , kdy jsem neuvažoval rozdíly mezi úhly sklonu a počítal se zjednodušením (51), předpokládal jsem přibližně stejné úhly 0 sklonu větví řetězu od spojnic středů kol. Zanedbal jsem vlastní tíhu řetězu i vlastní tahovou sílu od odstředivé síly díky nízké rychlosti řetězu (50). Je ale stále možné s dostatečnou přesností stanovit výslednou sílu v řetězovém převodu pomocí (5), složkově pak do směrů rovnicemi (54) a (55). F vr v r Dp5 n 60 III 16, ,4 0, 76 [ m s 1 ] (50) Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 4

31 D D 1 p6 p5 1 75,84 16,68 sin sin, 151 (51) am 1 07 F Tr MkIII [ N ] (5) D 16,68 p5 F vr 1, 15F 1, ,5 [ N] (5) Tr F vrx F vr, [ N] cos 1 68,5 cos (54) F vry F vr [ N ] sin 1 68,5 sin, (55).. Určení silových účinků na hřídelích Hřídele v převodovce musí být schopné snášet pro oba smysly otáčení zatížení od sil a momentů vyvolaných v ozubení, viz kapitola.., a současně vydržet i namáhání krutem, které je vyvoláno elektromotorem a které se na každém dalším hřídeli zvyšuje v závislosti na převodovém poměru, viz kapitola Každý hřídel byl nahrazen výpočtovým modelem staticky určitého nosníku, konkrétně definováním jedné posuvné (pro zachycení pouze radiálních sil) a jedné rotační vazby (pro zachycení radiálních i axiálních sil) v místech pomyslných polovin šířek namontovaných ložisek. Jednotlivé vzdálenosti jsou pro potřebu výpočtu algebraicky vyjádřeny přímo v obrázcích. Pod výpočtovými modely jsou vykreslené pouze ohybové momenty, jelikož jsou proměnné v délce hřídelů. Krouticí momenty jsou konstantní, jejich vykreslování tedy není nutné. Rovina xz je dělicí rovinou převodové skříně a je společná pro všechny tři hřídele. Roviny yz jsou rovinami procházejícími kolmo k rovině xz osami hřídelů. Reakce uložení jsou určeny z momentových podmínek rovnováhy. Vstupní hřídel I 1. smysl otáčení radiální a axiální síly (rovina xz) Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 5

32 obr. 17.: Síly na hřídeli I v rovině xz při 1. smyslu otáčení Bz 1 x F 104,5 N (56) dw1 1,67 F1 FR1 b a 104, ,6 [ N ] (57) b 99 B x F 19 86,6 1,4 [ N] (58) R1 x M max oix a 86, [ N mm] (59) x tečná síla (rovina yz) obr. 18.: Síly na hřídeli I v rovině yz při 1. smyslu otáčení Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 6

33 b a 59, FT 0,5 [ N ] (60) b 99 1 y B y F 59,6 0,5 891, [ N ] (61) T1 y M max oiy a 0, ,5 [ N mm] (6) y. smysl otáčení radiální a axiální síly (rovina xz) obr. 19.: Síly na hřídeli I v rovině xz při. smyslu otáčení Bz 1 F 104,5 N (6) x dw1 1,67 F1 FR1 b a 104, ,8 [ N ] (64) b 99 B x F 19 6,8 155, [ N] (65) R1 x M max oix b a 155, ,8 [ N mm] B (66) x Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 7

34 tečná síla (rovina yz) obr. 0.: Síly na hřídeli I v rovině yz při. smyslu otáčení b a 59, FT 0,5 [ N ] (67) b 99 1 y B y F 59,6 0,5 891, [ N ] (68) T1 y M max oiy a 0, ,5 [ N mm] (69) y kontrola pro zvolený průměr hřídele d fi 18,96 mm v 1. smyslu otáčení M red I max max M M oix oiy ki M (70) M red I , [ N mm] red red red MI MI I,5 [ N mm ] 80 [ N mm ] WoI d 18,96 (71) fi Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 8

35 Hřídel II 1. smysl otáčení radiální a axiální síly (rovina xz) obr. 1.: Síly na hřídeli II v rovině xz při 1. smyslu otáčení Dz F F , 647, [ N ] (7) C x dw dw FR c d FR d F F (7) e C x 4,4 94, 577,9 6,5 6 1, , 10 50,6 [ N ] Dx R x R F C F 577,9 50,6 1, 15 [ N] (74) M max oiix e c d 50,6 10 6, , [ N mm] C (75) x Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 9

36 tečná síla (rovina yz) obr..: Síly na hřídeli II v rovině yz při 1. smyslu otáčení c d F d ,5 6 FT T 574, ,9 [ N ] (76) e 10 Cy D y F F C ,5 1158,9 994,6 [ N ] (77) T T y M max oiiy e c d 1158,9 10 6, ,5 [ N mm] C (78) y. smysl otáčení radiální a axiální síly (rovina xz) obr..: Síly na hřídeli II v rovině xz při. smyslu otáčení Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 0

37 Dz F F , 647, [ N ] (79) C x dw dw FR c d FR d F F (80) e C x 4,4 94, 577,9 6,5 6 1, , 10 0, [ N ] Dx R x R F C F 577,9 0, 1, 16, [ N] (81) dw Cx e c d F (8) max MoIIx M max oiix 4,4 0, 10 6, ,8 [ N mm] tečná síla (rovina yz) obr. 4.: Síly na hřídeli II v rovině yz při. smyslu otáčení C y c d F d ,5 6 FT T 574, ,9 [ N ] (8) e 10 Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 1

38 D y F F C ,5 1158,9 994,6 [ N ] (84) T T y M max oiiy e c d 1158,9 10 6, ,5 [ N mm] C (85) y kontrola pro zvolený průměr hřídele d fii 0,5 mm v 1. smyslu otáčení M red II max max M M oiix oiiy kii M (86) M red II 14199, 46 95, , [ N mm] red red red MII MII , II 0,4 [ N mm ] 80 [ N mm ] WoII d 0,5 (87) fii Výstupní hřídel III 1. smysl otáčení radiální a axiální síly (rovina xz) obr. 5.: Síly na hřídeli III v rovině xz při 1. smyslu otáčení Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla

39 Ez 4 F 16 N (88) F x dw 4 F4 Fvrx k o FR4 f (89) k F x 15, ,5 565,8 4, ,6 [ N ] E x F F F 565, ,6 1 7,4 [ N] (90) R4 vrx x M max oiiix F o , [ N mm] (91) vrx tečná síla (rovina yz) obr. 6.: Síly na hřídeli III v rovině yz při 1. smyslu otáčení E y k f Fvry o ,5 FT ,5 88 [ N ] (9) k 106 F F F E [ N ] (9) y T 4 vry y Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla

40 M max oiiiy E f 884, [ N mm] (94) y. smysl otáčení radiální a axiální síly (rovina xz) obr. 7.: Síly na hřídeli III v rovině xz při. smyslu otáčení Ez 4 F 16 N (95) E x dw 4 FR4 k f Fvrx o F4 (96) k E x 15,57 565, , , ,5 106 [ N ] Fx vrx x R4 F E F ,5 565, , [ N] (97) M max oiiix F o , [ N mm] (98) vrx Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 4

41 tečná síla (rovina yz) obr. 8.: Síly na hřídeli III v rovině yz při. smyslu otáčení E y k f Fvry o ,5 FT ,5 970, [ N ] (99) k 106 F y F F E , 651,8 [ N ] (100) T 4 vry y M max oiiiy E f 970, 4,5 41,5 [ N mm] (101) y kontrola pro zvolený průměr hřídele d III 0 mm ve. smyslu otáčení M red III max max M M oiiix oiiiy kiii M (10) M red III , ,4 [ N mm] red red red MIII MIII ,4 III 50 7, [ N mm ] [ 80 N mm ] WoIII d 0 (10) III Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 5

42 ..4 Statická kontrola hřídelů V předchozí kapitole byla pro přehlednost provedena kontrola každého hřídele na základě Guestovy hypotézy, vycházející nejprve z výpočtu redukovaných momentů, které se následně dělí modulem průřezu W o. Srovnávací hodnotou k redukovaným namáháním red nebyla hodnota dovoleného napětí v ohybu, ale hodnota nižší s ohledem na tuhost hřídelů, konkrétně 80 N mm. Takovéto ruční výpočty jsou zatíženy drobnou chybou, vzniklou zaokrouhlováním a přístupem opatrnější Guestovy hypotézy. Přesnějších výsledků je dosaženo v Příloze 1: Statická kontrola hřídelů, kde již bylo použito přesnější energetické neboli HMH metody. Vzhledem k faktu, že hřídele zajišťují pohyb ozubených kol, je nutná kontrola maximálního průhybu a úhlu natočení hřídelů pod ozubenými koly. Dále je nezbytná i kontrola úhlu natočení pod ložisky. Splněny podle [] str musí být tyto podmínky: y max I,II mn1 1,5 0,015 [ mm] (104) y max III mn 0,0 [ mm] (105) max 0, 06 Ložiska jsou brána jako dokonale tuhá, jejich vlastní deformaci zanedbávám, a proto má smysl uvažovat pouze naklopení ložisek, které s ohledem na jejich konstrukci (jednořadá radiální kuličková ložiska) může být maximálně: max L 01, Pro výpočet byl použit Design ccelerator generátor komponent hřídele, součást programu I 014. Výsledné hodnoty jsou shrnuty v tab. 6., kde redukovaná napětí jsou vztažena k místu největších napětí, nikoliv však jako v předchozí kapitole Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 6

43 k místům maximálních redukovaných momentů. Z tab. 6. je tedy zřejmé, že navrhnuté hřídele splňují vymezené podmínky. Detailní výstupy průběhů smykových sil, momentů, napětí, natočení, průhybů a ideálních průměrů hřídelů jsou znázorněny v Příloze 1: Statická kontrola hřídelů. tab. 6.: Výsledky statické kontroly namáhání hřídelů metodou HMH hřídel I hřídel II hřídel III red [ N mm ] 8, 5, 48,1 max y max [ m] ,6 max [ ] 0,0 0,01 0,01 L max [ ] 0,01 0,005 0,00..5 Dynamická kontrola hřídelů Hřídele však nejsou namáhány pouze staticky, ale díky rotačnímu pohybu i cyklicky, a to symetricky střídavými cykly. Proto je důležitá pevnostní kontrola v místech koncentrátorů napětí, jakými jsou: drážky pro pera a zápichy typu G v místech osazení hřídelů. Výpočty bezpečností těchto kritických míst byly provedeny dokumentem [0]. Nejnebezpečnější u všech hřídelů byla vždy drážka pro pero. hřídel I drážka pro pero, pouze bezpečnost v krutu... k I 8, [ ] hřídel II drážka pro pero... k II, 1 [ ] hřídel III drážka pro pero pod ozubeným kolem 4... k III,57 [ ] Jak je však zřejmé, jsou všechny hodnoty bezpečností (vztažené k trvalé životnosti hřídelů) dostačující...6 Ložiska Výběr valivých, dynamicky namáhaných ložisek vychází z rovnice trvanlivosti, přičemž komparační hodnotou je požadovaná trvanlivost ložiska L h h. V soustavě ozubených kol se vyskytují axiální síly, nejsou však natolik významné, Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 7

44 aby bylo nezbytně nutné použití ložisek pro zachycení velkých axiálních sil (kuželíkových, přídavných axiálních apod.). Ložiska jsou tedy volena jako jednořadá radiální kuličková od společnosti SKF [19], která jsou schopna snášet radiální i menší axiální zatížení s možností velmi mírného naklopení. Na každém hřídeli budou vždy dvě stejná ložiska z důvodu minimalizace výrobních nákladů na ose stejné průchozí obráběné díry skříně. Pro výpočty trvanlivosti je nutné nejprve určit výslednice reakcí sil v každé podpěře ložisku. Srovnáním silových účinků na daný typ ložiska se vybere nejhorší možná varianta zatížení. Po volbě ložiska se získají koeficienty potřebné k výpočtu dynamického zatížení F, které je následně společně s ostatními známými hodnotami dosazeno do rovnice trvanlivosti dle [] str Vstupní hřídel I Reakce v podporách 1. smysl otáčení R X 104,5 N Y 86,6 0,5 1, [ N ] (104) B B R B 0 N X B Y 1,4 891, 411 [ N ] (105) Reakce v podporách. smysl otáčení R X 104,5 N Y 6,8 0,5 1, [ N ] (106) B B R B 0 N X B Y 155, 891, 418,9 [ N ] (107) Volba kuličkového ložiska SKF *1600 C 1 5,85 kn C 01,85 kn f Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 8

45 f C , ,51 e 0, 194 ; X 0,56 ; Y 1,8 (108) B R 104,5 0,49 e dle rovnice (110) ekvivalentní zatížení ložiska (109) 418,9 1 F B X Y B 0,56 104,5 47, [ N] (110) 1 R R Výsledná trvanlivost ložiska SKF *1600 v hodinách L h C [ h] [ h] 60 n m F (111) , Hřídel II Reakce v podporách 1. smysl otáčení C C R C X 64 7, N C Y 50,6 1158,9 1 10,8 [ N ] (11) D D R D 0 N X D Y ,6 9947, [ N ] (11) Reakce v podporách. smysl otáčení C C R C X 64 7, N C Y 0, 1158,9 1176,4 [ N ] (114) D D R D 0 N X D Y 16, 994, ,9 [ N ] (115) Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 9

46 Volba kuličkového ložiska SKF *6005 C 11,9 kn C 0 6,55 kn f 0 14 f C C , , 18 e 0, 15 ; X 0,56 ; Y,86 (116) 0 0 C C R 64 7, 0,05 e X 1 ; Y 0 (117) 1 10,8 F C X C Y C 1C ,8 [ N] (118) R R Výsledná trvanlivost ložiska SKF *6005 v hodinách L h C [ h] [ h] 60 n F ,8 (119) Výstupní hřídel III Reakce v podporách 1. smysl otáčení E E R E X 16 N E Y 1 7, ,5 [ N ] (10) F F R F 0 N X F Y 07, ,4 [ N ] (11) Reakce v podporách. smysl otáčení E E R E X 16 N E Y 1 05,5 970, [ N ] (1) Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 40

47 F F R F 0 N X F Y 1 857, 651, [ N ] (1) Volba kuličkového ložiska SKF *16006 C 11,9 kn C 0 7,5 kn f 0 15 f E C ,1 e 0, ; X 0,56 ; Y 1,99 (14) E F R 16 0,075 e X 1 ; Y 0 (15) 158,4 F F X F Y F 1 F 0 158,4 [ N ] (16) R R Výsledná trvanlivost ložiska SKF *16006 v hodinách L h C [ h] [ h] 60 n F 60 85,4 158,4 (17) Trvanlivosti vybraných ložisek převyšují s dostatečnou bezpečností minimální požadovanou trvanlivost jsou vhodná.. Návrh skříně převodovky Veškeré doposud navržené komponenty je nutné umístit do převodové skříně, jejímž úkolem je kromě zachycení ložisek s hřídeli a prostorového rozvržení komponent zajistit dostatečné mazání trvalé mazání olejovou lázní, ochranu soukolí a zároveň ochranu okolí. Jako materiál skříně byla použita dobře obrobitelná slitina železa na odlitky šedá litina ČSN 4 40 [17] str. 57. Skříň je dvoudílná, mezi dosedacími plochami je pro dobrý těsnící účinek použito těsnicího papíru. Minimální tloušťky stěn skříně jsem stanovil na 10 mm, ostatní části (patky, dosedací plochy, příruby apod.) byly zesíleny v závislosti na provozně-technologických požadavcích. by nedošlo ke Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 41

48 kontaktu pohyblivých částí uvnitř převodové skříně, byla s ohledem na velké nepřesnosti lití, respektive na zkřivení odlitku zvolena minimální vůle mezi hmotou ozubení a vnitřních stěn skříně 15 mm. Víko skříně je staženo ke spodnímu dílu spojovacími šrouby a matkami, které se z prostorových důvodů opřou stěnami o boky vyfrézované drážky, čímž se zabrání jejich pootočení. by byla zajištěna vzájemná poloha vrchního a spodního dílu, bylo použito kuželových kolíků, umístěných od sebe v největší možné vzdálenosti osově kolmo k dělicí rovině. V ní jsou pro snazší demontáž umístěny dva odtahovací šrouby. Otvory pro ložiska v bocích skříně se uzavřou plnými víčky a v případě vstupního a výstupního hřídele víčky s hřídelovými těsněními tak, aby nedocházelo k úniku maziva oleje. Dalšími, nezbytně nutnými doplňky skříně jsou: vypouštěcí a napouštěcí zátka pro doplnění nebo vypuštění oleje, odvzdušnění, které je součástí napouštěcí zátky, a olejoznak k hlídání optimální hladiny oleje. Nahlížecí otvor je zpracován dostatečně velký a je umístěn tak, aby pohledem bylo možno zachytit záběrová místa soukolí a nemusela se proto demontovat celá skříň..4 Návrh základního rámu Na základní rám se připevňuje elektromotor s převodovkou. Jeho primárním úkolem je, aby po montáži byla co nejpřesněji definována vzájemná poloha elektromotoru a převodovky, zejména osové vyrovnání vstupního hřídele převodovky s hřídelem motoru. by nedocházelo v průběhu dynamického namáhání k nežádoucím deformacím apod., je kladen důraz na pevnost a tuhost rámové konstrukce. Ta je svařena z U profilů a doplněna o navařené nástavby z plechů obrobených v místě dosednutí patek (z důvodu rovinnosti přesného usazení komponent). Bližší přiblížení konstrukce viz Příloha.1: Rám svařenec, BP-RS-0. Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 4

49 Závěr Je zřejmé, že spektrum aplikací využívajících zvedáky nejrůznějších druhů je velmi široké. Právě proto se mnoho firem orientuje na celková řešení zvedáků s již aplikovanými pohony ať už ručními nebo poháněnými strojem. Mají tedy dlouholetou praxi ve využívání poznatků získaných v průběhu let vývoje a působení na trhu. Jejich řešení jsou konstrukčně realizována tak, aby byly eliminovány jakékoliv nedostatky při zachování funkčnosti a garantované životnosti i při zachování co nejmenších nákladů potřebných k výrobě zařízení. Cílem práce nebylo navrhnout dokonalou pohonnou soustavu, ale navrhnout možnou variantu pohonu nahrazující dosavadní ruční pohon již stávajícího zařízení v omezených zastřešených prostorech. Při realizovaných volbách nejen koeficientů, ale i navrhovaných komponent, jsem se vždy snažil vybrat určitou střední cestu tak, abych zbytečně nezvyšoval či nesnižoval míru bezpečnosti daných částí. Nebezpečnými částmi pohonu jsou bezpochyby ozubení kol, která, přestože s relativně velkými bezpečnostmi na ohyb a dotyk, jsou náchylná v důsledku křehnutí zubů k jejich vylomení a případnému zadření soukolí. Bodem diskuse by mohla být litá převodová skříň je možné zvážit použití skříně svařované, která vychází pro kusovou výrobu levněji. Další bod jednání by mohlo představovat z hlediska bezpečnosti osob zakrytí řetězu, záleží však na míře ochrany celého zařízení (ochrana polohou, externí zábranou apod.). V praxi, pokud bychom brali v potaz možnost malosériové výroby, by však byly zapotřebí další zkoušky a případné optimalizace předimenzovaných částí a následné testování provozuschopnosti po výrobě prototypu. Sériová výroba by též pomohla snížit celkové náklady přerozdělením fixních nákladů do většího počtu kusů. Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 4

50 Použitá literatura [1] ŠVEC, V.: Části a mechanismy strojů, spoje a části spojovací, Praha, ČVUT, 008, ISBN [] ŠVEC, V.: Části a mechanismy strojů, mechanické převody, Praha, ČVUT, 00, ISBN [] KUGL, O.; HOUKL, J.; TOMEK, P.; ZÝM, J.: Projekt - III. ročník, ČVUT, Praha, 005, ISBN [4] Stavidla [online], 01 [cit ] [5] Penstock [online], 014 [cit ] [6] Zvedací zařízení [online], 015 [cit ] [7] Výroba zvedacích zařízení [online], 015 [cit ] [8] Přenosné pohony [online], 01 [cit ] [9] Sluice gate drive [online], [cit ] [10] Schützzug [online], [cit ] [11] Elektromotory Siemens [online], [cit ] [1] BUREŠ, Miroslav. Návrh a pevnostní výpočet čelních a kuželových ozubených kol [online]. Liberec, 006 [cit ] zubenych_kol.pdf. Výukový text. [1] Výpočet čelního ozubení dle ČSN ISO 66. Celni ozubeni.xls [online]. [cit ]. Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 44

51 [14] Volba hnacího válečkového řetězu, [online], [cit ] [15] Výrobky SKF pro přenos výkonu, [online], [cit ] CS_tcm_ pdf [16] Flexible couplings N-EUPEX, [online], [cit ] hnical specifications [17] LEINVEBER, Jan a Pavel VÁVR. Strojnické tabulky: pomocná učebnice pro školy technického zaměření. 5., upr. vyd. Úvaly: lbra, 011, xiv, 97 s. ISBN [18] DRSTÍK, František. Strojnické tabulky pro konstrukci i dílnu.. dopl. vyd. Ostrava: Montanex, 1999, 7 s. ISBN X. [19] SKF. SE , Göteborg, Švédsko. SKF, [online], [cit ] [0] Bezpečnost únava. BEZP-unava.xls [online]. [cit ]. Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 45

52 Seznam obrázků obr. 1.: Hydraulicky poháněná stavítka vodního díla Gabčíkovo [4]... obr..: Stavidlo se šroubovým netočivým vřetenem [5]... obr..: Klikový hřebenový zvedák [6]... obr. 4.: Cévové tyče mechanismů stavidel vodní elektrárny Mělník [4]... 4 obr. 5.: Řetězový pohon stavidla vodní elektrárny Přelouč [4]... 4 obr. 6.: Soustava hřebenových zvedáků s ručním pohonem [7]... 5 obr. 7.: Bateriový přenosný pohon na převodovce vřetenového zvedáku [8]... 5 obr. 8.: Hřebenový zvedák stavidla s elektromotorem a čelní převodovkou [9]... 6 obr. 9.: Dvojitý hřebenový zvedák s elektromotorem a úhlovou převodovkou [9]... 6 obr. 10.: Koncepční schéma soustavy... 7 obr. 11.: Model pohonu... 8 obr. 1.: Model soustavy... 8 obr. 1.: Model soustavy zasazený v uzavřeném betonovém kanále... 9 obr. 14.: Generátor řetězového převodu návrh (součást programu I 014) obr. 15.: Generátor řetězového převodu výpočet (součást programu I 014) obr. 16.: Pružná spojka Flender N-EUPEX B obr. 17.: Síly na hřídeli I v rovině xz při 1. smyslu otáčení... 6 obr. 18.: Síly na hřídeli I v rovině yz při 1. smyslu otáčení... 6 obr. 19.: Síly na hřídeli I v rovině xz při. smyslu otáčení... 7 obr. 0.: Síly na hřídeli I v rovině yz při. smyslu otáčení... 8 obr. 1.: Síly na hřídeli II v rovině xz při 1. smyslu otáčení... 9 obr..: Síly na hřídeli II v rovině yz při 1. smyslu otáčení... 0 obr..: Síly na hřídeli II v rovině xz při. smyslu otáčení... 0 obr. 4.: Síly na hřídeli II v rovině yz při. smyslu otáčení... 1 obr. 5.: Síly na hřídeli III v rovině xz při 1. smyslu otáčení... obr. 6.: Síly na hřídeli III v rovině yz při 1. smyslu otáčení... obr. 7.: Síly na hřídeli III v rovině xz při. smyslu otáčení... 4 obr. 8.: Síly na hřídeli III v rovině yz při. smyslu otáčení... 5 Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 46

53 Seznam tabulek tab. 1.: Sumarizace převodových poměrů... 1 tab..: Materiálové vlastnosti oceli po CHTZ... 1 tab..: Sumarizace počtů zubů tab. 4.: Soukolí 1, tab. 5.: Soukolí, tab. 6.: Výsledky statické kontroly namáhání hřídelů metodou HMH... 7 Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 47

54 Seznam příloh 1 Statická kontrola hřídelů 1.1 Hřídel I 1. Hřídel II 1. Hřídel III Ložiska.1 Ložisko Ložisko Ložisko Výkresová dokumentace.1 Rám svařenec BP RS 0. Převodovka sestava BP P 01. Pohon sestava BP P 0 4 DVD s dodatečnými materiály Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 48

55 Seznam použitých zkratek a symbolů Zkratka I aj. ČSN CHTZ HRC ISO max. resp. Popis utodesk Inventor a jiné československá technická norma chemicko-tepelné zpracování jednotky zkoušky tvrdosti podle Rockwella International Organization for Standardization maximální respektive Symbol Jednotky Popis M [ N m] krouticí moment od působení síly na kliku kiv M [ N m] jmenovitý moment vyvozený motorem km M [ N m] krouticí moment na hřídeli I ki M [ N m] krouticí moment na hřídeli II kii M [ N m] krouticí moment na hřídeli III kiii M [ N m] skutečný krouticí moment vstupního hřídele zvedáku kiv M [ N m] minimální nutný moment spojky ks η ok [ ] účinnost páru čelních ozubených kol η řet [ ] účinnost řetězového převodu P [ W ] minimální potřebný výkon pro ruční zdvih min IV P m [ W ] předběžný výkon elektromotoru P [ W ] jmenovitý výkon elektromotoru k m r [ m] rameno kliky F [ N ] potřebná síla na kliku k 1 [ rad s ] úhlová rychlost otáčení vstupního hřídele zvedáku IV d [ mm] průměr výstupního hřídele elektromotoru m d [ mm] průměr výstupu spojky 1 Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 49

56 d [ mm] průměr vstupu od motoru, spojky l [ mm] délka konce výstupního hřídele elektromotoru m L [ mm] délka vstupu spojky 1 L max [ mm] maximální délka výstupu spojky n [min 1 ] IV n [min 1 ] III požadované otáčky vstupního hřídele zvedáku otáčky výstupního hřídele převodovky n [min 1 ] m otáčky elektromotoru i c [ ] celkový převodový poměr i p [ ] převodový poměr samotné převodovky i p [ ] reálný převodový poměr samotné převodovky i 1 [ ] převodový poměr soukolí 1, i 4 [ ] převodový poměr soukolí,4 i řet [ ] převodový poměr řetězových kol (řetězu) jm i p [ ] jmenovitá hodnota převodového čísla [%] odchylka skutečného převodového poměru od jmenovitého [ N mm ] dovolené napětí ve smyku Di [ N mm ] dovolené napětí ve smyku hřídele I DI [ N mm ] dovolené napětí ve smyku hřídele II DII [ N mm ] dovolené napětí ve smyku hřídele III DIII d I [ mm] předběžný minimální průměr hřídele I d II [ mm] předběžný minimální průměr hřídele II d III [ mm] předběžný minimální průměr hřídele III J [ HV ] tvrdost v jádře zubu HV V [ HV ] tvrdost na boku zubu HV [ MPa ] mez únavy v ohybu 0 F limb [ MPa ] mez únavy v dotyku 0 H lim m [ mm] normálový modul 1. spolu zabírajícího soukolí n1 m [ mm] normálový modul. spolu zabírajícího soukolí n Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 50

57 f p [ ] pomocný součinitel pro výpočet normálového modulu K F [ ] únavový vrubový součinitel K [ ] součinitel vnějších dynamických sil K H [ ] součinitel nerovnoměrnosti zatížení zubů po šířce b WF / mn [ ] poměrná šířka [ MPa ] přípustné napětí v ohybu FP z 1 [ ] počet zubů 1. pastorku (ozubeného kola 1) z [ ] počet zubů ozubeného kola z [ ] počet zubů. pastorku (ozubeného kola ) z 4 [ ] počet zubů ozubeného kola 4 z 5 [ ] počet zubů menšího řetězového kola 5 z 6 [ ] počet zubů většího řetězového kola 6 [ ] úhel záběru nástroje ozubení 1 [ ] úhel sklonu zubů soukolí 1, 4 [ ] úhel sklonu zubů soukolí,4 L [ h] požadovaná životnost řetězu h L [ h] požadovaná životnost ložisek 10h d [ mm] průměr hřídele II pod kolem II k d mm] III ř1 d mm] III IV [ průměr hřídele III pod kolem 4 [ průměr hřídele III pod řetězovým kolem 5 d [ mm] průměr hřídele III pod řetězovým kolem 6 l [ mm] činná délka pera pod kolem v l [ mm] činná délka pera pod kolem 4 v 4 l [ mm] činná délka pera pod řetězovým kolem 5. v 5 l [ mm] činná délka pera pod řetězovým kolem 6 v 6 l [ mm] délka pera pod kolem l [ mm] délka pera pod kolem 4 4 l [ mm] délka pera pod řetězovým kolem 5 5 Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 51

58 l [ mm] délka pera pod řetězovým kolem 6 6 h [ mm] výška pera pod kolem h [ mm] výška pera pod kolem 4 4 h [ mm] výška pera pod řetězovým kolem 5 5 h [ mm] výška pera pod řetězovým kolem 6 6 b [ mm] šířka pera pod kolem b [ mm] šířka pera pod kolem 4 4 b [ mm] šířka pera pod řetězovým kolem 5 5 b [ mm] šířka pera pod řetězovým kolem 6 6 p [ MPa ] tlak na pero pod kolem p [ MPa ] tlak na pero pod kolem 4 4 p [ MPa ] tlak na pero pod kolem 5 5 p [ MPa ] tlak na pero pod kolem 6 6 p [ MPa ] dovolený tlak na pero D F [ N ] obecná radiální síla R F [ N ] obecná tečná síla T F [ N ] obecná axiální síla F [ N ] obecná normálová síla N F [ N ] radiální síla působící na kole (pastorku) 1 R1 F [ N ] radiální síla působící na kole R F [ N ] tečná síla působící na kole (pastorku) 1 T1 F [ N ] tečná síla působící na kole T F [ N ] axiální síla působící na kole (pastorku) 1 1 F [ N ] axiální síla působící na kole F [ N ] tečná síla působící na kole (pastorku) T F [ N ] tečná síla působící na kole 4 T 4 F [ N ] radiální síla působící na kole (pastorku) R F [ N ] radiální síla působící na kole 4 R4 Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 5

59 F [ N ] axiální síla působící na kole (pastorku) F [ N ] axiální síla působící na kole 4 4 d [ mm] roztečný průměr kola (pastorku) 1 1 d [ mm] roztečný průměr kola d [ mm] roztečný průměr kola (pastorku) d [ mm] roztečný průměr kola 4 4 D [ mm] roztečný průměr řetězového kola 5 p5 D [ mm] roztečný průměr řetězového kola 6 p6 a [ mm] osová vzdálenost řetězových kol M [ ] úhel výslednice sil řetězu [ ] úhel sklonu tažené větve 0 [ ] úhel sklonu tažné větve 1 v [ m s ] obvodová rychlost řetězu r F [ N ] přenášená tečná síla v řetězu Tr F [ N ] výslednice sil řetězu vr F [ N ] složka výslednice sil do směru x řetězu vrx F [ N ] složka výslednice sil do směru y řetězu vry [ N ] radiální výsledná reakce v podpoře R [ N ] axiální výsledná reakce v podpoře [ N ] reakce v podpoře do osy x x [ N ] reakce v podpoře do osy y y B [ N ] radiální výsledná reakce v podpoře B R B [ N ] axiální výsledná reakce v podpoře B B [ N ] reakce v podpoře B do osy x x B [ N ] reakce v podpoře B do osy y y B [ N ] reakce v podpoře B do osy z z C [ N ] radiální výsledná reakce v podpoře C R C [ N ] axiální výsledná reakce v podpoře C Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 5

60 C [ N ] reakce v podpoře C do osy x x C [ N ] reakce v podpoře C do osy y y D [ N ] radiální výsledná reakce v podpoře D R D [ N ] axiální výsledná reakce v podpoře D D [ N ] reakce v podpoře D do osy x x D [ N ] reakce v podpoře D do osy y y D [ N ] reakce v podpoře D do osy z z E [ N ] radiální výsledná reakce v podpoře E R E [ N ] axiální výsledná reakce v podpoře E E [ N ] reakce v podpoře E do osy x x E [ N ] reakce v podpoře E do osy y y E [ N ] reakce v podpoře E do osy z z F [ N ] radiální výsledná reakce v podpoře F R F [ N ] axiální výsledná reakce v podpoře F F [ N ] reakce v podpoře F do osy x x F [ N ] reakce v podpoře F do osy y y M [ N mm] maximální ohybový moment v rovině xz na hřídeli I max oix M [ N mm] maximální ohybový moment v rovině yz na hřídeli I max oiy M [ N mm] maximální ohybový moment v rovině xz na hřídeli II max oiix M [ N mm] maximální ohybový moment v rovině yz na hřídeli II max oiiy M [ N mm] maximální ohybový moment v rovině xz na hřídeli III max oiiix M [ N mm] maximální ohybový moment v rovině yz na hřídeli III max oiiiy M [ N mm] maximální redukovaný moment na hřídeli I red I M [ N mm] maximální redukovaný moment na hřídeli II red II M [ N mm] maximální redukovaný moment na hřídeli III red III red [ N mm ] red max redukované napětí [ N mm ] maximální redukované napětí podle HMH Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 54

61 [ N mm ] redukované napětí v místě redukovaného napětí (hřídel I) red I [ N mm ] redukované napětí v místě redukovaného napětí (hřídel II) red II [ N mm ] redukované napětí v místě redukovaného napětí (hřídel III) red III W [ mm ] o W [ mm ] oi W [ mm ] oii W [ mm ] oiii modul průřezu modul průřezu v místě redukovaného momentu na hřídeli I modul průřezu v místě redukovaného momentu na hřídeli II modul průřezu v místě redukovaného momentu na hřídeli III d [ mm] průměr valivé kružnice ozubeného kola (pastorku) 1 w1 d [ mm] průměr valivé kružnice ozubeného kola w d [ mm] průměr valivé kružnice ozubeného kola (pastorku) w d [ mm] průměr valivé kružnice ozubeného kola 4 w 4 d [ mm] patní průměr ozubeného kola (pastorku) 1 fi d [ mm] patní průměr ozubeného kola fii d [ mm] průměr hřídele III v místě max. redukovaného momentu III a [ mm] vzdálenost středu ložiska od poloviny šířky pastorku 1 b [ mm] vzdálenost mezi středy ložisek na hřídeli I c [ mm] vzdálenost mezi polovinami šířek kola a pastorku d [ mm] vzdálenost středu ložiska D od poloviny šířky kola e [ mm] vzdálenost mezi středy ložisek na hřídeli II f [ mm] vzdálenost středu ložiska E od poloviny šířky kola 4 k [ mm] vzdálenost mezi středy ložisek na hřídeli III o [ mm] vzdálenost středu ložiska F od výslednice působení řetězu max y m] max I,II [ maximální průhyb pod koly y [ m] maximální dovolený průhyb hřídele I a II y [ m] maximální dovolený průhyb hřídele III max III max [ ] maximální dovolené natočení hřídelů pod koly max L [ ] maximální dovolené natočení hřídelů v ložiscích k I [ ] bezpečnost v krutu v drážce pro pero na hřídeli I Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 55

62 k II [ ] kombinovaná bezpečnost v drážce pro pero na hřídeli II k III [ ] kombinovaná bezpečnost v drážce pro pero na hřídeli III C [ kn] dynamická únosnost ložisek na hřídeli I 1 C [ kn] dynamická únosnost ložisek na hřídeli II C [ kn] dynamická únosnost ložisek na hřídeli III C [ kn] statická únosnost ložisek na hřídeli I 01 C [ kn] statická únosnost ložisek na hřídeli II 0 C [ kn] statická únosnost ložisek na hřídeli III 0 f 01 [ ] výpočtový součinitel pro ložiska na hřídeli I f 0 [ ] výpočtový součinitel pro ložiska na hřídeli II f 0 [ ] výpočtový součinitel pro ložiska na hřídeli III e 1 [ ] výpočtový porovnávací součinitel pro ložiska na hřídeli I e [ ] výpočtový porovnávací součinitel pro ložiska na hřídeli II e [ ] výpočtový porovnávací součinitel pro ložiska na hřídeli III X [ ] korekční součinitel radiálního zatížení ložiska Y [ ] korekční součinitel axiálního zatížení ložiska F [ N ] dynamické ekvivalentní zatížení F [ N ] dynamické ekvivalentní zatížení ložisek na hřídeli I 1 F [ N ] dynamické ekvivalentní zatížení ložisek na hřídeli II F [ N ] dynamické ekvivalentní zatížení ložisek na hřídeli III L [ h] výsledná teoretická trvanlivost ložisek na hřídeli I h1 L [ h] výsledná teoretická trvanlivost ložisek na hřídeli II h L [ h] výsledná teoretická trvanlivost ložisek na hřídeli III h Neplatí pro symboly z kapitoly.1..7 významy symbolů této kapitoly jsou uvedeny v [1]. Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 56

63 Přílohy 1 Statická kontrola hřídelů 1.1 Hřídel I Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 1

64 Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla

65 Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla

66 1. Hřídel II Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 4

67 Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 5

68 Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 6

69 1. Hřídel III Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 7

70 Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 8

71 Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 9

72 Ložiska.1 Ložisko Ložisko Ložisko Návrh pohonu hřebenového zvedáku stavidla 10