VYSOKÉ UČENÍ TECHNICKÉ V BRNĚ BRNO UNIVERSITY OF TECHNOLOGY FACULTY OF MECHANICAL ENGINEERING INSTITUTE OF AUTOMOTIVE ENGINEERING PŘESUVNA PALET

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 PŘESUVNA PALET TRAVERSER BAKALÁŘSKÁ PRÁCE BACHELOR S THESIS AUTOR PRÁCE AUTHOR VEDOUCÍ PRÁCE SUPERVISOR BRNO 2008 JAKUB GAJDUŠEK Ing PŘEMYSL POKORNÝ

2

3

4 Abstrakt Tato práce navrhuje celkové konstrukční řešení předávacího uzlu (přesuvny) pro EURO palety mezi válečkovým a řetězovým dopravníkem Uvažováno je s paletami plně a rovnoměrně zatíženými Dopravníky jsou v zájemně kolmém směru Práce obsahuje 3D model celé přesuvny Klíčová slova Konstrukční návrh, předávací uzel, přesuvna, EURO paleta, válečkový dopravník, řetězový dopravník Summary This work designs overall structural design transfer point (traverser) for EURO pallets between roller conveyor and chain conveyor Full and uniformly distributed load on the pallets is thought Tri angle between conveyors is right Work includes complete 3D model of traverser Keywords Engineering design, transfer point, traverser, EURO pallet, roller conveyor, chain conveyor

5 GAJDUŠEK, J Přesuvna palet Brno: Vysoké učení technické v Brně, Fakulta strojního inženýrství, s Vedoucí bakalářské práce Ing Přemysl Pokorný

6 Prohlašuji, že tuto bakalářskou práci jsem vyřešil samostatně pod Ing Přemysla Pokorného a s využitím literatury, kterou uvádím v seznamu V Břeclavi dne Jakub Gajdušek vedením

7 Chtěl bych poděkovat všem, kteří mi byli nápomocni k vytvoření této práce, zejména vedoucímu mé bakalářské práce Ing Přemyslu Pokornému, konstruktérům společnosti TRANZA as, své rodině a vůbec všem, kteří mi věnovali svůj cenný čas a ještě cennější rady

8 Obsah Úvod 8 2 Cíle práce 9 3 Předběžný výpočet 0 3 Určení počtu válečků pod paletou 0 32 Celková hmotnost válečkového modulu 0 33 Určení síly zdvihu válečkového modulu 34 Potřebná výška a rychlost zdvihu 4 Konstrukční řešení 2 4 Způsoby pohonu zdvihu 2 4 Pneumatický pohon zdvihu 2 42 Hydraulický pohon zdvihu 2 43 Elektrický pohon zdvihu 2 42 Výběr způsobu pohonu zdvihu 3 43 Způsob zdvihu válečkového modulu 3 43 Kolenový mechanismus Popis zvoleného způsobu zdvihu 3 44 Určení válečků 5 45 Určení pohonu válečků 6 45 Výpočet výkonu motoru potřebného pro pohon válečků Výpočet otáček motoru potřebných pro pohon válečků Výpočet krouticího momentu motoru potřebného pro pohon válečků Volba motoru pohonu válečků Určení počtu článků řetězů Návrh napínání řetězu 9 46 Bezpečnostní a ovládací prvky 20 5 Kontrolní výpočet 2 5 Určení sil působících na nosné svary válečkového modulu 2 52 Kontrola nosných svarů válečkového modulu Volba typu a délky svaru Pevnostní kontrola svaru v bodě A Pevnostní kontrola svaru v bodě B Kontrolní výpočet svaru konzoly motoru zdvihu Kontrola řetězu pohonu válečků 30 6 Závěr 3 7 Seznam použitých zkratek a symbolů 32 8 Seznam použitých zdrojů 35 9 Seznam výkresové dokumentace a příloh 36 0 Přílohy 37

9 Úvod Předávací uzel (přesuvna) je velmi důležitým úsekem dopravníkových systémů, a to úsek určený pro změnu směru pohybu dopravovaného předmětu, většinou jde o úhel 90 Přesuvny mají obvykle různé manipulační výšky dopravníků, na které navazují, z důvodu jednodušší koncepce celé přesuvny Pohyb přesuvny je tudíž jen vertikální Zařízení je navrhováno do těžkého provozu s plně zatíženými EURO paletami Konstrukce přesuvny musí mít co nejmenší rozměry a co největší rychlosti celé operace přesunu palety Způsobů konstrukčních uspořádání přesuven je mnoho V práci je uvažováno s přesuvnou na principu zdvihu samostatného segmentu válečkového dopravníku z důvodu jednoduchosti konstrukce oproti druhému způsobu a to zdvihu řetězového dopravníku, jelikož ten může mít i několik desítek metrů a řešení problému pomocí 2 navazujících řetězových dopravníků je velmi složité, zejména po stránce prostoru na zabudování takovéhoto zařízení do části válečkové tratě Celá přesuvna je vytvořena z normalizovaných a běžně dostupných polotovarů, které jsou buď svařeny, nebo přišroubovány do jednotlivých dílců Pro lepší znázornění je celá přesuvna také vymodelována v 3Dmodelu Model a obrázky z modelu jsou v příloze 8

10 2 Cíle práce Cílem bakalářské práce je navrhnout konstrukční uspořádání přesuvny a zpracování celého návrhu ve 3 modelu Z tohoto modelu poté vytvořit výkres sestavy a popřípadě výkres zdvihového mechanismu, pokud je použit Přesuvna je určena pro přesun plně zatížených palet mezi válečkovým a řetězovým dopravníkem Paleta musí ležet v každém okamžiku alespoň na 5 válečcích válečkového dopravníku a na podélnících řetězové dopravníku musí ležet přesně pod špalky palety, z toho důvodu jsou uvažovány podélníky řetězového dopravníku 3 Z toho také vyplívá, že paleta se po válečkovém dopravníku pohybuje ve směru 3 podélných desek na své spodní straně V podstatě je přesuvna navrhována k řetězovému dopravníku, tudíž je v práci uvažováno jen s umístěním podélníků řetězového dopravníku Doba zdvihu musí být maximálně sekundu Rychlosti obou dopravníků jsou shodné a to od 0, do 0,3 Přesuvna má být schopná plně automatizovaného provozu Celé zařízení musí mít možnost výškového seřízení ±50 Hmotnost přepravované palety i s nákladem je Maximální výška celé přesuvny je ℎ 400 Minimální rychlost dopravníku Maximální rychlost dopravníku 0, Rozměry palety jsou ,3 200 Celková výška řetězového dopravníku je ℎŘ 375 9

11 3 Předběžný výpočet 3 Určení počtu válečků pod paletou Počet válečku je uzpůsoben jak paletě, tak i řetězovému dopravníku, ke kterému je celá přesuvna navrhována Na obr je znázorněna rozteč podélníků řetězového dopravníku, která je 530 mm Po konzultaci s konstruktéry TRANZA as byly rozmístěny rovnoměrně 3 válečky mezi jednotlivými podélníky řetězového dopravníku Obr Uspořádání válečků válečkového dopravníku a podélníků řetězového dopravníku Z Obr vyplývá, že paleta bude v každém okamžiku minimálně na 6 válečcích 6 32 Celková hmotnost válečkového modulu Válečkovým modulem je myšleno vše, co bude zdviháno při pracovním zdvihu přesuvny K určení celkové hmotnosti válečkového modulu je využito vypracovaného 3 modelu, ve kterém jsou přiřazeny veškeré materiálové vlastnosti jednotlivým dílům Tudíž lze téměř přesně určit hmotnost jakéhokoliv dílu nebo sestavy modelu Hmotnost válečkového modulu tedy je 250 0

12 Potom celková hmotnost celého válečkového modulu je () Určení síly zdvihu válečkového modulu Síla potřebná ke zdvihu válečkového modulu musí být rovna síle gravitační vyvolané celkovou hmotností válečkového modulu Z konstrukčního řešení vyplynuly 4 body k umístění zdvihového mechanismu Pak již lze jednoduše určit potřebná zdvihová síla působící na bod (2) ,8 3556, Veškeré prvky, na které má vliv zdvihová síla, budou počítány pro větší zatížení a to pro případ přetížení palety z původní uvažované hmotnosti 200 na výpočtovou hmotnost 450 Tím se zvýší i celková hmotnost válečkového modulu podle vzorce () na výpočtovou hmotnost válečkového modulu Potom dle vzorce (2) bude výpočtová zdvihová síla na zdvihový bod 700 9, Potřebná výška a rychlost zdvihu Konstrukcí celé přesuvny vyplynula potřebná výška zdvihu ℎ 50 Z požadovaného parametru, doba zdvihu maximálně, vyjde dle vzorce (3) potřebná rychlost zdvihu ℎ (3)

13 4 Konstrukční řešení Existuje mnoho technických a konstrukčních řešení přesuven Odlišnosti jsou způsobeny zejména způsobem zdvihu přesuven, druhu přepravovaného předmětu, typech dopravníků, pro které má být přesuvna navržena V neposlední řadě jsou to také požadavky a přání zákazníka 4 Způsoby pohonu zdvihu 4 Pneumatický pohon zdvihu Mezi výhody tohoto typu zdvihu patří velké lineární rychlosti, možnost pracovat v prostředí s výraznými změnami teplot a ve výbušném prostředí, jednoduchost konstrukce prvků pneumatického obvodu a tím i nízká cena těchto prvků, snadná údržba bez nároků na zvláštní kvalifikaci a jednoduché určení úniku vzduchu Hlavní nevýhodou je stlačitelnost vzduchu, což způsobuje malou tuhost mechanismu a obtížnou rychlostní regulaci se sousledností pohybů Další nevýhodou je také hlučnost expandovaného vzduchu na výstupu [4] V praxi se také využívá tzv pneumatických měchů (polštářů) 42 Hydraulický pohon zdvihu Tento pohon je určen pro přenos velkých sil a momentů poměrně jednoduchým způsobem Mezi další výhody se řadí snadný odvod tepla pracovní kapalinou, jednoduchá ochrana proti přetížení hydraulického obvodu (pojistné ventily), snadné řízení parametrů (průtok, tlak, rychlost) v širokém regulačním rozsahu Nevýhodami jsou zejména relativně velké ztráty při přenosu energie, vysoké požadavky na geometrickou přesnost součástí malé vůle, což má za následek choulostivost na nečistoty v hydraulické kapalině, závislost vlastností mechanismu na vlastnostech kapaliny a v poslední řadě také chemické vlastnosti kapalin a jejich hořlavost [3] 43 Elektrický pohon zdvihu Dalším spolu posuzovaným pohonem je pohon elektrický Jeho výhodami je činnost se snadno dostupným zdrojem energie, jednoduchost vedení zdroje k motoru, jednoduchost spojení s řídícími prvky (přesné a rychlé polohování motoru) a také čistota provozu Za nevýhody se považuje závislost na dodávce elektrické energie, požadavky na vysokou přesnost výroby řídicích systémů a nebezpečí úrazu proudem, které je ovšem ve většině případů způsobeno nedodržením bezpečnostních předpisů [5] 2

14 42 Výběr způsobu pohonu zdvihu Byl zvolen elektrický pohon zdvihu, z důvodu jednoduchosti instalace (není potřebný dodatečný systém ventilů, filtrů, čerpadel ), nízkých nákladů na údržbu, nízkého hluku při provozu, vyšší přesnosti a dynamiky pohybů se snadnou možností přeprogramování cílových parametrů (poloha, rychlost zdvihu) 43 Způsob zdvihu válečkového modulu Způsobů zdvihu bylo uvažováno mnoho, např mechanismus klikový, nůžkový, kolenový, vačkový, ale také ozubený hřeben a pastorek, šnekový převod atd Pro výběr zdvihu je několik kriterií Mezi hlavní patří cena mechanismu, rovnoměrnost a rychlost pohybu, přenos velké síly a rozměry celého zdvihového zařízení Po zvážení všech kritérií a problematik byl zvolen přímý zdvih elektrickým aktuátorem 43 Kolenový mechanismus Zdvih byl nejprve navržen způsobem viz příloha P_ Tento mechanismus měl ovšem jako hlavní hendikep, mimo přípojných a zástavbových rozměrů, nutnost posunu působiště zdvihové síly jak v horizontálním směru, tak i ve vertikálním směru o hodnotu ℎ/2 (viz Obr2) h FZ h/2 Obr2 Kolenový mechanismus 432 Popis zvoleného způsobu zdvihu Byl zvolen zdvih vertikálně uloženým lineárním aktuátorem, který je přímo přišroubován k válečkovému modulu Zdvih je uskutečněn pomocí 4 symetricky rozložených aktuátorů, z důvodu stejnoměrnosti zdvihu a také stability válečkového modulu v horní úvrati Z celé škály nabízených aktuátorů byl vybrán aktuátor GSM (Obr3) od společnosti Exlar sro, která je zastupována na našem trhu brněnskou společností TG Drives sro Je to nejmenší motor z řady GSM, avšak dostatečně vyhovující pro zdvih celé přesuvny 3

15 Charakteristické parametry podle [6] pro zvolený model aktuátoru GSM jsou: - jmenovitá síla při stupni 2 je 5992 > 469, síla vyvolaná aktuátorem je tedy dostatečná (podle [7] pro GSM30 je maximální špičková síla pro překonání počátečních odporů je také tímto vyeliminována), - maximální rychlost je , takže rezerva, což vyhovuje potřebné zdvihové rychlosti (po konzultaci ve společnosti TG Drives, průběh rychlosti lze libovolně naprogramovat v závislosti na výšce zdvihu), - zdvih aktuátoru 75 vyhovuje zdvihu válečkového modulu ℎ 50 aktuátoru je zároveň dolní úvratí válečkového modulu) - hmotnost aktuátor je podle lit [7] (dolní úvrať 5 Obr3 Lineární aktuátor GSM30 [7] Konec táhla aktuátoru je na Obr4 a je opatřen vnitřním závitem M0x,5 Obr4 Konec táhla aktuátor [7] Vzhledem k možným radiálním namáháním táhla aktuátoru je doporučeno výrobcem motoru ještě pomocné lineární vedení pro zdvih válečkového modulu Bylo zvoleno dělené samomazné pouzdrové ložisko od společnosti IGUS typ TJUM-05-6 (viz [9]) Tyč svislého vedení je přišroubována k válečkovému modulu pomocí zvláštní obdélníkové podložky (Obr7) a lineární ložisko je přišroubováno k rámu řetězového dopravníku (Obr6) Samotné ložisko je vyobrazeno na Obr5 4

16 Obr5 Dělené ložiskové pouzdro [9] Obr6 Uchycení vedení Obr7 Úchyt tyče vedení 44 Určení válečků Celé určení válečků proběhlo po domluvě s konstruktéry společnosti TRANZA as, a také bylo voleno z jejich nabízeného sortimentu Základní typy pohonu válečků vyráběné společností TRANZA as jsou 3, a to: Pohon tečným řetězem Obr8 a Obr82 Pohon tečným řemenem Obr9 Pohon kruhovým řemínkem Obr0 Obr8 Pohon řetězovou smyčkou [8] Obr82 Pohon z válečku na váleček [8] Obr9 Pohon tečným řemenem [8] Obr0 Pohon kruhovým řemínkem [8] 5

17 Zvolen typ pohonu řetězem z válečku na váleček Doporučené válečky mají typové označení , kde 89 označuje průměr válečku 89 a 900 je jeho činná délka Po domluvě s pracovníky TRANZA as byla zvolena činná délka 50 (Obr) a 6004 je označení typu ložisek dle ČSN Osa válečků je pevně přišroubována do rámu válečkového modulu Pro pohon těchto válečků je doporučen a použit standardní typ jednořadého řetězu 0B podle ČSN , Obr Poháněný váleček 45 Určení pohonu válečků 45 Výpočet výkonu motoru potřebného pro pohon válečků Výkon bude počítán klasickým vzorcem součinu síly třecí a maximální rychlosti dopravníku kde třecí síla se vypočítá podle následujícího vztahu (4) (5) kde rameno valivého tření je pro ocelový plášť válečku a dřevěnou paletu DŘEVO OCEL 0,002 [0], potom dosazením ,8 0, ,7 0, ,7 Dosazením do vzorce (4) 449,7 0,

18 Teoretický potřebný výkon vynásobíme obrácenou hodnotou celkové účinnosti (tj účinnosti řetězového převodu, účinnosti ztrátovou vlivem tření v ložiscích atd) 35 0,8 68,75 (6) 68, Výpočet otáček motoru potřebných pro pohon válečků Ze zadání 0, a 0,3 otáčky potřebné pro pohon válečků jsou lehce získány minimální a maximální (7) 0, 0,357 0,089 0,357 2,45 0,3,073 0,089,073 64, Výpočet krouticího momentu motoru potřebného pro pohon válečků 2 68, , (8) 454 Volba motoru pohonu válečků K pohonu válečku byl zvolen šnekový převodový motor společnosti SEW-EURODRIVE sro a to řady S37 DR63L4 viz [], str435 Je to kompletní sestava motoru se šnekovou převodovkou Obr2 Motor pohonu válečků ([], str4) 7

19 Základní parametry motoru jsou jmenovitý výkon motoru 0,25, výstupní otáčky 7, výstupní točivý moment 29 a hmotnost motoru Tento typ motoru vyhovuje požadovaným hodnotám pro pohon válečků 455 Určení počtu článků řetězů Vzorec pro počet článků řetězu je určen z lit [2], str kde 0, protože se jedná o převod : a tudíž i počet zubů z lit[4], str 560, pro řetěz typu 0B je patrno z Obr 74, 80 5,875 (9) 3, rozteč Osové vzdálenosti jsou 3 a je to a třetí osová vzdálenost je vidět na Obr3, kde 78,36 tato přesná hodnota vychází z konstrukce napínání řetězu a umístěním motoru pohonu válečků v rovnovážné poloze Obr3 Napínání řetězu Z Obr3 je patrna nejdelší řetězová smyčka, která je tedy i jedinou smyčkou napínanou (jedná se o rovnoramenný trojúhelník se základnou o velikosti Potom počet článků s osovou vzdáleností ,875 34,92 35 č á ů Obdobně pro osovou vzdálenost a ) je podle (9) 35,67 36 č á ů U obou osových vzdáleností je voleno vyšší celé číslo vzhledem k uvažovanému průvěsu 8

20 Pro nejdelší smyčku je počet článků roven 78, ,43 5,875 5, ,43 46 č á ů V tomto případě je zvoleno nižší celé číslo, protože se jedná o napínanou řetězovou smyčku a poloha výstupní hřídele motoru má možnost posunu ve vertikálním směru 456 Návrh napínání řetězu Zvolený způsob napínaní je vidět na Obr3 a schematicky na Obr4 Tento způsob byl vybrán z důvodu výhody bezúdržbového provozu (kromě montážního seřízení) a jednoduchosti konstrukce Napínání nejdelší smyčky řetězu je řešeno napínáním samotnou tíhou motoru a také tíhou tlačné pružiny s kruhovým průřezem Napínací páka je otočně uložena v rámu válečkového modulu a k ní je přišroubován motor pomocí šroubů do připojovacích otvorů na převodové skříni (Obr3) Motor Obr4 Schéma napínaní řetězu Všechny rozměry a hodnoty napínací tlačné pružiny, musíme vypočítat, podle Obr5 ze silového trojúhelníku 2 φ Gm FŘ φ FP8 D Obr5 Schéma zatížení řetězu Směry sil jsou patrné na Obr5, ale také na Obr4 kde je patrný rovnostranný trojúhelník, ze kterého plyne úhel φ 9

21 2 (0) ,487 78,36 0,487 29,9 Síla pružiny, která zajišťuje trvalé napínání i při svislých pohybech válečkového modulu, se vypočte podle rovnice () Ř kde tíhová síla od motoru válečků Ř 9,8 07,9 07,9 a síla v řetězu je rovna podle vzorce (3) a hodnoty Ř Ř Ř (2) a Ř jsou patrny na Obr (3) Ř 449, ,4 66,33 603,4 () pak již lze určit potřebná přítlačná síla vyvolaná pružinou dosazením do vzorce () 07,9 603,4 48,86 29,9 Dle [3], str5, je vybrána pružina o síle v zataženém(montážním) stavu pružinu označení TL0400x0200x0560 o tuhosti 73,99 trvalého napnutí i při svislých pohybech válečkového modulu 657 pro, kterou je docíleno 46 Bezpečnostní a ovládací prvky V této práci nejsou bezpečnostní a ovládací prvky přímo uvažovány, ale doporučeny jsou jak optické snímače polohy palety na dopravnících, tak i například elektromechanické snímače poloh zdvihu válečkového modulu Je jen navržen kryt řetězů pohonu válečků 20

22 5 Kontrolní výpočet 5 Určení sil působících na nosné svary válečkového modulu Síla, která zvedá válečkový modul, tak na něj působí ve 4 bodech Přesněji na 2 body každého nosníku, tyče průřezu U80 ČSN , ke kterému jsou zdvihové motory přišroubovány Lépe je to vidět na Obr6 Obr6 Znázornění působišť zdvihových sil Jak je patrno z Obr5 řešené nosníky jsou shodné a 2krát vetknuté, vetknutí je realizováno svarem v obou krajních bodech nosníku (body A a B na Obr7) Tyto svary budou pevnostně kontrolovány Svary jsou znázorněny na Obr7, kde je vidět celkové silové zatížení nosníku A B x FZV FZV z A y B FZV FZV a c b k RAy RBy RAM RAx Úplné uvolnění FZV RBx FZV RBM Obr7 Silové působení na nosník a úplné uvolnění nosníku 2

23 Z Obr 7 byly stanoveny tyto rovnice statické rovnováhy 0: 0: 0: 0 0 ( ) (4) (5) 0 (6) Ze vzorce (4) a také z Obr7 je patrno, že na řešený nosník nepůsobí žádné vnější zatížení ve směru osy x Zatížení například tepelnou deformací nebo nepřesnost výroby neuvažujeme Potom 0 Z úplného uvolnění na Obr7 byl zjištěn stupeň statické neurčitosti a to podle známého vzorce (7) kde je počet neznámých silových účinků, v uvažovaném případě (bez zatížení v ose x) je 4 je počet rovnic statické rovnováhy, pro řešenou úlohu 2 pak dosazením do (7) získáme Nosník je tedy 2krát staticky neurčitý K řešení takovéto úlohy bylo vybráno silové metody Celková deformace je rovna obecně podle Maxwell-Mohrovy věty (variace Castiglianovy věty) pro prizmatické pruty (8) (9) K řešení staticky neurčité úlohy je využito částečného uvolnění na Obr8, kde je patrné nahrazení reakčních sil a momentů v bodě B jednotkovou silou a momentem A ze znalosti pružnosti a pevnosti je dána celková deformace v uvolněném bodě B rovna nule 0 Řešení rovnice (9) je provedeno podle Verescaginova pravidla pro prizmatické pruty Toto pravidlo je o násobení funkcí na stejném intervalu pod integrálem Metoda zjednodušení pomocí Verescaginovy vety spočívá v nahrazení jednotlivých integrálů ze vzorce pro uvažovaný případ zatížení (9) plochami a výškami ploch v souřadnici odpovídajících ploch z Obr8 na uvažovaném intervalu Verescaginova věta obecně: ( ) ( ) ( ) ( ) ( ) ( ) ( ) ( ) 0, a (20) (2) 22

24 A Index 0 Index a X Index b Částečné uvolnění FZV a Index k B FZV b X2 c k Zatížení silami FZV - označen jako směr 0 T0 M0 Zatížení jednotkovou silou X - označen jako směr T M Zatížení jednotkovým momentem X2 - označen jako směr 2 T2 M2 Obr8 Částečné uvolnění nosníku a průběhy jeho silového zatížení Tab Vyjádření sil a momentů v jednotlivých bodech nosníku - obecně Index-i 0 T0i M0i Ti 2 (2 Mi T2i 0 M2i a ) 2 b k 0 ( )

25 Sečtením jednotlivých délek nosníku , a 48, které vyplynuly konstrukčním řešením přesuvny, získáme celkovou délku nosníku (22) Tab2 Vyjádření sil a momentů v jednotlivých bodech nosníku konkrétní hodnoty Index-i T0i 5,728 0 M0i Ti 233 Mi T2i a , M2i b Součet deformací lze vyjádřit jako k (23) (24) Maticový zápis rovnic (23) a (24) vypadá následovně (25) Index X zatížení ve směru síly (resp Momentem) dle Obr8 Y zatížení silou (resp Momentem) dle Obr8 Z principu řešení náhrady (9) podle (20) a (2) vyplívají deformace v bodě B, které jsou vyjádřeny pomocí Tab2 a příloha P_2 Pro daný nosník průřezu U80 podle [], str295, tab Statické hodnoty 9,4,94 0 a je podle [], str35, tab Moduly pružnosti v tahu 2, 0 a 8,3 0 00, ve smyku a pro daný materiál ocel a Poissonova čísla Podmínkou řešení je potom

26 (2 ) )] [ ( 2 6 )] (2 (2 ) (26) 6 89 [5,728 0 ( ) 2, 0, ,52 0 ( )] 4, ( )] 6 ( ) 62,44 8, , ,05 2, 0, , , , 0,94 0 2,866 0 ( 2 2, 0,94 0 0,074 0 ) 2, (5, ,52 0 ) 2 0, , (27) (28) (29) (30) 233 3, , 0,94 0 3,027 0 Řešením matice (25), do které byly dosazeny hodnoty deformací v jednotlivých průřezech, byly získány hodnoty reakční síly a momentu v bodě B 445 2,

27 Nyní jsou známy reakce v bodě B (Obr8) a dosazením do vzorce (5) a (6) jsou vyjádřeny zbývající reakce v bodě A (Obr8) 52 Kontrola nosných svarů válečkového modulu 52 Volba typu a délky svaru Svar je zvolen koutový oboustranný o šířce Na Obr9 je znázorněna účinná výška svaru 6 Obr9 Účinná výška koutového svaru 26

28 Z konstrukčního řešení a velikosti přivařeného profilu U80 ČSN vyplynuly hodnoty 45 délek nosných svarů válečkového modulu (Obr20) 80, 30 a Pro kontrolu tohoto svaru bude uvažováno jen přivaření svislých (respektive téměř svislých) ploch a horní plochy vodorovné Výpočtová délka svaru se vypočítá odečtením 2 nosných výšek svaru od délky nosného svaru 2 (32) (45 2 4,24) 36,52 36,52 Obdobně jsou získány i výpočtové délky další 2,52 a 7, Pevnostní kontrola svaru v bodě A Kontrola svaru v bodě A (viz Obr7) A Obr2 Znázornění směru napětí ve svaru v bodě A τ y τs Napětí ve svaru od ohybového momentu (33) Pro použití vzorce (33) je nutno si vyjádřit W0 Z lit[], str39, pro obdélníkový průřez a ohyb okolo osy x (svary svislé) a osy y (svary vodorovné) ℎ ℎ (34) 6 6 V řešeném případě svaru je uvažováno s 5 svary na konci nosníku z toho vždy 2 svislé jsou shodné (viz Obr20) a samostatný A také se skutečností, že ve vzorcích (34) se a ℎ poté dosazením do vzorce (33) , ,84 4,24 36,52 4,24 2,52 4,24 7, , (35) 27

29 Napětí ve svaru od smykové síly (36) kde plocha svaru Opět je uvažováno s 5 svary (Obr20) 2 ( (37) ) ,93 2 (4,24 36,52 4,24 2,52) 4,24 7,52 4,93 Součet napětí ve svaru a jeho kontrola Z lit[2], str 76, je vzorec (722a) pro koutové svary 3( kde pro náš případ ) 3 ( ) 0 z lit[2], str6, tab42 pro tab4 jako S355, 50 (38) 40 a ocel 523, označovanou dle lit[2], str4, z lit[2], str76, tab77 pro ocel S355 z lit[2], str75 podle vzorce (72) potom dosazením 0 3 (207,84) 3 (4,93) 360,09 377,78 ~ 0,9,5 50 0,9,5 523 Pevnostní kontrola svaru v bodě B Kontrola svaru v bodě B (viz Obr7) Jelikož je svar v bodě A shodný jako v bodě B, výpočet je shodný jako v kapitole 52 až na vstupní a výstupní hodnoty Ze vstupních hodnot se změní pouze hodnoty zatížení a hodnota šířky svaru 2,828 39, ,34 74,34 Nyní hodnoty vypočtené stejným postupem jak v kapitole ,86 7,74 235,7 28

30 Výsledné porovnání napětí s dovoleným 235,7 377,78 ~ 53 Kontrolní výpočet svaru konzoly motoru zdvihu Konzola je zatížena reakcí zdvihové síly a vlastní tíhou motoru zdvihu a působí na rameni 43 FZK FZK ks4 Obr22 Konzola motoru Síla zatěžující konzolu se vypočte z následujícího vztahu (39) , Moment, který zatěžuje svar je podle vzorce (40) (40) ,844 0 Dále je pak postup výpočtu koutového svaru konzoly obdobný jako výpočet v kapitole 52 Zadané rozměry svaru jsou délka svaru 46 a šířka 3 2,2 4, ,57,9 29,07 Výsledné porovnání napětí s dovoleným 29,07 377,78 ~ 29

31 54 Kontrola řetězu pohonu válečků Řetěz je kontrolován pouze na přetržení, vzhledem k přenášenému malému výkonu a malým rychlostem, v jeho napínané větvi Jak vyplývá z Obr5 a kapitoly 456 Návrh napínání řetězu je síla přítlačná vyvolaná pružinou v montážním stavu, bez uvažovaného prodloužení řetězu a tím i následného prodloužení pružiny, rovna 657 Pak skutečná síla v řetězu Ř Ř Ř 07, ,9 876 Podle lit [], str560, pro řetěz 0B je Ř (4) 876 < Ř Ř ~Ř 22200, potom Ě 30

32 6 Závěr V konstrukci těchto zařízení se vyskytuje mnoho problematik souvisejících s požadavky zákazníka a následným řešením těchto přání V této práci bylo navrženo konstrukční řešení přesuvny EURO palet, pomocí 3 modelu, což v dnešním počítačovém světě je již standardem každé solidní konstrukční společnosti, pro manipulaci s plně naloženými paletami Ukázky obrázků počítačového modelu jsou v příloze Toto zařízení je určeno pro práci v klimatizované hale Celá přesuvna je konstruována z normalizovaných polotovarů z důvodu jednoduchosti následné výroby a tím i snížení ceny konstrukce, tak aby se mohlo dodat špičkové elektro-zařízení pro bezproblémový provoz Je doporučeno celé zařízení po nainstalování a seřízení natřít ochranným nátěrem proti korozi Cílem práce bylo sestavení modelu přesuvny, čehož bylo dosaženo Řešení tedy vyhovuje zadaným a požadovaným cílům práce 3

33 7 Seznam použitých zkratek a symbolů Ř ℎ ℎ ℎŘ X2 osová vzdálenost válečků [mm] rozměr nosníku [mm] účinná výška svaru [mm] rozměr nosníku [mm] rozměr nosníku [mm] deformace [mm] délka nosníku [mm] výpočtová délka svaru [mm] délka svaru [mm] průměr válečku [mm] průměr řetězky válečků [mm] rameno valivého odporu [mm] výška zdvihu [mm] maximální výška celé přesuvny [mm] celková výška řetězového dopravníku [mm] činná délka válečku [mm] rozměr konzoly motoru [mm] rozteč [mm] interval [mm] souřadnice těžiště [mm] šířka svaru [mm] plocha [mm2] průřezový modul v ohybu [mm3] kvadratický moment v průřezu [mm4] moment obecně [Nmm] výstupní točivý moment motoru pohonu válečků [Nmm] krouticí moment potřebný pro pohon válečků [Nmm] moment zatěžující konzolu [Nmm] momentová reakce jednotkový moment [Nmm] [Nmm] minimální rychlost dopravníku [ms-] maximální rychlost dopravníku [ms-] rychlost zdvihu [ms-] 32

34 Ř Ř Ř X součinitel kolerace [-] celková účinnost řetězového převodu [-] funkce [-] funkce [-] dílčí součinitel bezpečnosti svarových spojů [-] počet neznámých silových účinků [-] počet rovnic statické rovnováhy [-] minimální počet válečků pod paletou [-] počet článků řetězu [-] stupeň statické neurčitosti [-] Počet zubů řetězky pohonu válečků [-] hmotnost přepravované palety i s nákladem [kg] výpočtová hmotnost přepravované palety i s nákladem [kg] hmotnost motoru pohonu válečků [kg] hmotnost aktuátoru [kg] hmotnost válečkového modulu [kg] celková hmotnost válečkového modulu [kg] výpočtová celková hmotnost válečkového modulu [kg] síla pružiny v zataženém (montážním) stavu [N] maximální špičková síla aktuátor [N] potřebná přítlačná síla vyvolaná pružinou [N] síla v řetězu teoretická [N] síla v řetězu skutečná [N] síla v řetězu dovolená [N] třecí síla [N] síla zatěžující konzolu [N] teoretická zdvihová síla [N] výpočtová zdvihová síla [N] tíhová síla od motoru válečků [N] silové reakce [N] posouvající síla obecně jednotková síla [N] [N] tuhost pružiny [Nmm-] 33

35 modul pružnosti v tahu [MPa] mez pevnosti v tahu [MPa] modul pružností ve smyku [MPa] napětí v kolmém směru [MPa] výsledné smykové napětí [MPa] napětí ve směru podélném [MPa] výstupní otáčky motoru pohonu válečků [min-] minimální otáčky válečku [min-] maximální otáčky válečku [min-] jmenovitý výkon motoru pohonu válečků [kw] teoretický výkon pohonu válečků [W] skutečný výkon pohonu válečků [W] doba zdvihu [s] úhel nejdelší smyčky řetězu [ ] 34

36 8 Seznam použitých zdrojů [] - Leinveber, Jan; Vávra, Pavel Strojnické tabulky 2vyd Úvaly: Albra s ISBN [2] - ČSN Navrhování ocelových konstrukcí Praha: Český normalizační institut, s [3] - Škopán Miroslav Hydraulické pohony strojů: studijní text-sylabus Brno:VUT 2004 [4] - Pneumatické mechanismy [cit ] Dostupné na: [5] - Elektrický pohon [cit ] Dostupné na: [6] - TG Drives, sro Katalog Aktuátorů: Exlar [cit ] Dostupné na: [7] - Servo-Drive Lineární servo aktuátory [cit ] Dostupné na: [8] - Tranza as Válečkové tratě [cit ] Dostupné na: [9] - Igus Dělená pouzdrová ložiska TJUM-05 [cit ] Dostupné na: [0] - Bureš Jiří Valivé tření (valivý odpor) [cit ] Dostupné na: [] - Sew-Eurodrive Catalog of Gearmotors Edition 07/2006 [cit ] Dostupné na: [2] - Řetězy Vamberk spol sro Volba hnacího válečkového řetězu [cit ] Dostupné na: [3] UVB Technik sro Tlačné pružiny [cit ] Dostupné na: 35

37 9 Seznam výkresové dokumentace a příloh Přílohy: P_ Ukázka typu zdvihového mechanismu P_2 Spojení jedničkových momentových ploch (Výpočet integrálu M M dx) P_3 Pohled na celou přesuvnu P_4 Pohled na celou přesuvnu 2 P_5 Pohled na celou přesuvnu 3 P_6 Pohled na celou přesuvnu 4 P_7 Horní pohled na celou přesuvnu P_8 Dolní pohled na celou přesuvnu P_9 Boční pohled horní úvrať P_0 Boční pohled dolní úvrať P_ Čelní pohled horní úvrať P_2 Zadní pohled horní úvrať P_3 Zadní pohled dolní úvrať P_4 Pohled na válečkový modul P_5 Pohled na válečkový modul 2 P_6 Pohled na umístění napínaní řetězu a vodící tyč P_7 Pohled na provedení křížení nosníku a řetězu P_8 Uložení řetězového dopravníku P_9 Konzola (úchyt) motoru Výkresová dokumentace: Výkres montážní sestavykusovník CD: 3D model sestavy Výkresy Technická zpráva 36

38 0 Přílohy P_ Ukázka typu zdvihového mechanismu ( ) P_2 Spojení jedničkových momentových ploch (Výpočet integrálu 6 (2 ) 2 6 ( ) (2 ) [ (2 ) 6 ( 2 )] ) 37

39 P_3 Pohled na celou přesuvnu P_4 Pohled na celou přesuvnu 2 38

40 P_5 Pohled na celou přesuvnu 3 P_6 Pohled na celou přesuvnu 4 39

41 P_7 Horní pohled na celou přesuvnu P_8 Dolní pohled na celou přesuvnu 40

42 P_9 Boční pohled horní úvrať P_0 Boční pohled dolní úvrať P_ Čelní pohled horní úvrať 4

43 P_2 Zadní pohled horní úvrať P_3 Zadní pohled dolní úvrať 42

44 P_4 Pohled na válečkový modul P_5 Pohled na válečkový modul 2 43

45 P_6 Pohled na umístění napínaní řetězu a vodící tyč P_7 Pohled na provedení křížení nosníku a řetězu 44

46 P_8 Uložení řetězového dopravníku P_9 Konzola (úchyt) motoru 45