VŠB Technická univerzita Ostrava Fakulta strojní Katedra částí a mechanismů strojů. Formátovací pila Sizing Saw. Vedoucí diplomové práce:

Transkript

1 VŠB Technická univerzita Ostrava Fakulta strojní Katedra částí a mechanismů strojů Sizing Saw Student: Vedoucí dilomové ráce: Bc. Radim Slanina doc. Ing. Jiří Havlík Ph.D. Ostrava 2010

2 2009/2010 2

3 2009/2010 3

4 Místořísežné rohlášení studenta Prohlašuji, že jsem celou dilomovou ráci včetně říloh vyracoval samostatně od vedením vedoucího dilomové ráce a uvedl jsem všechny oužité odklady a literaturu. V Ostravě odis studenta 2009/2010 4

5 Prohlašuji, že byl jsem seznámen s tím, že na moji dilomovou ráci se lně vztahuje zákon č. 121/2000 Sb. autorský zákon, zejména 35 užití díla v rámci občanských a náboženských obřadů, v rámci školních ředstavení a užití díla školního a 60 školní dílo. beru na vědomí, že Vysoká škola báňská Technická univerzita Ostrava (dále jen VŠB-TUO) má rávo nevýdělečně ke své vnitřní otřebě dilomovou ráci užít ( 35 odst. 3). souhlasím s tím, že jeden výtisk dilomové ráce bude uložen v Ústřední knihovně VŠB-TUO k rezenčnímu nahlédnutí a jeden výtisk bude uložen u vedoucího dilomové ráce. Souhlasím s tím, že údaje o dilomové ráci budou zveřejněny v informačním systému VŠB-TUO. bylo sjednáno, že s VŠB-TUO, v říadě zájmu z její strany, uzavřu licenční smlouvu s orávněním užít dílo v rozsahu 12 odst. 4 autorského zákona. bylo sjednáno, že užít své dílo dilomovou ráci nebo oskytnout licenci k jejímu využití mohu jen se souhlasem VŠB-TUO, která je orávněna v takovém říadě ode mne ožadovat řiměřený řísěvek na úhradu nákladů, které byly VŠB-TUO na vytvoření díla vynaloženy (až do jejich skutečné výše). beru na vědomí, že odevzdáním své ráce souhlasím se zveřejněním své ráce odle zákona č. 111/1998 Sb., o vysokých školách a o změně a dolnění dalších zákonů (zákon o vysokých školách), ve znění ozdějších ředisů, bez ohledu na výsledek její obhajoby. V Ostravě:... Jméno a říjmení autora ráce: Radim Slanina Adresa trvalého obytu autora ráce: Horní 122, Nové Sedlice Podis 2009/2010 5

6 Poděkování Děkuji vedoucímu dilomové ráce doc. Ing. Jiřímu Havlíkovi, Ph.D. za odborné vedení, všestrannou omoc a za ochotu oskytnut cenné řiomínky a rady. 2009/2010 6

7 ANOTACE DIPLOMOVÉ PRÁCE SLANINA, R.. Ostrava: VŠB-Technická univerzita Ostrava, Fakulta strojní, Katedra částí a mechanismů strojů 2010, 68 s. Dilomová ráce, Vedoucí ráce: Havlík, J. Dilomová ráce se zabývá návrhem formátovací ily bez řídavných stolů. Toto zařízení slouží rimárně k rozřezávání velkološného materiálu na jednotlivé formáty, ředevším dřevěného ůvodu, ale může se také oužít naříklad ro řezání lastů. V úvodu je seznámení s funkcemi a hlavními částmi formátovací ily. Jádro ráce se skládá z několika částí a to z konstrukce stolu ily, nakláěcího mechanizmu, lineárních osuvu a formátovacího stolu. Samotný návrh hlavního a ředřezového ohonu se zabývá volbou elektromotoru, řemenového řevodu a uložení hřídele. Závěr obsahuje zhodnocení ráce a dosažených cílů. ANNOTATION DIPLOMARBEIT SLANINA, R. Dimensionierung sah. Ostrava: VŠB-Technischen Universität Ostrava, Fakultät für Maschinenbau, Katheder der Teile und Mechanismen der Maschinen, 2010, 68 s. Dilomarbeit, Leiter Arbeit: Havlík, J. Die Dilomarbeit befasst sich mit dem Entwurf einer Formatsäge ohne der Zusatztische. Dieses Gerät dient zum zersägen eines Großformatiges material auf einzelne Formate, vor allem hölzerner Herkunft, es kann auch zum sägen von Plastik verwendet werden. In der Einleitung ist die Kenntnisnahme mit den Funktionen und Hautteilen der Formatsäge. Das Kern der Arbeit setz sich zusammen aus einigen Teilen und dass aus der Konstruktion der Säge, des Kimechanismus, des Linearvorschubs und des Formatierungstisch. Der alleinige Entwurf des Haut- und des Vorschnittantriebs befasst sich mit der Wahl des Elektromotors, des Riemenantriebs und der Wellenlagerung. Das Nachwort enthält die Auswertung der Arbeit und der Erreichten Ziele. 2009/2010 7

8 Obsah dilomové ráce Seznam oužitého značení a jejich základních jednotek Úvod Cíle dilomové ráce Návrh konstrukce ily a ohonu Konstrukce rámu ily Návrh a konstrukce ojízdného formátovacího stolu Návrh ohonu hlavního řezného a ředřezového kotouče Návrh obou ohonů a řezných arametrů Volba hlavního motoru Volba ředřezového motoru Kontrola ohonu a rychlost osuvu Tvrdost dřeva Kontrola hlavního ohonu a rychlost osuvu obrobku Kontrola ohonu ředřezu a stanovení rychlosti osuvu obrobku Návrh a kontrola řemenových řevodů Návrh a kontrola řemenového řevodu hlavního ohonu Volba tyu řemene Výočet délky řemene a očtu řemenů Sílové oměry v řemenovém řevodu a kontrola ohybové frekvence Návrh a kontrola drážkovaného řemenu Výočet řenosu krouticího momentu omocí třecích kotoučů Celková síla ůsobící v ose šroubu Návrh a kontrola šroubu Návrh a výočet hřídele Působení sil na hřídel (obr. 5.1) Výočet reakcí hřídeli Návrh růměrů hnací hřídele z krouticího momentu Statická kontrola hřídele Statická kontrola v místě /2010 8

9 5.4.2 Statická kontrola v místě Statická kontrola v místě Dynamická kontrola hřídele Dynamická kontrola v místě Dynamická kontrola v místě Kontrola era hlavní hřídele Návrh a výočet hřídele ředřezu Působení sil na hřídel Návrh a kontrola hřídele Návrh a výočet ložisek hlavní hřídele Ekvivalentní statické zatížení Ekvivalentní dynamické zatížení Stanovení sil vnitřního mechanizmu Stanovení ůsobících sil v nakláěcím mechanizmu Výočet sil otřebné k nakloení Výočet čeu ro nakláěcí tyč Stanovení sil v ředřezu Kontrola a návrh zvedání hlavního ilového kotouče Závěr Použitá literatura Seznam říloh /2010 9

10 Seznam oužitého značení a jejich základních jednotek Délkový rozměr A, B, L [ mm] Dynamická, statická únosnost C, C 0 [ N] Průměr řezného kotouče D h [ mm ] Průměr ředřezu D [ mm ] Osová síla F o [ N] Třecí síla F tře [ N] Celková síla F [ N] Tečná síla F t [ N] Normálová síla F n [ N] Naínací síla F u [ N] Řezná síla F c [ N] Síla na zub F zub [ N] Radiální, axiální zatížení Fr, F a [ N] F, F [ N] Sílá ůsobící na ero 1ř 2 Tíha tělesa G 2009/ ř kg m s mm Hloubka řezu H Nosná hloubka závitu H 1 [ mm] Počet řemenů K [ ] Délka řemene L [ mm] Trvanlivost ložiska L 2m [ otáček ] Utahovací moment M U [ N m] Třecí moment M T [ N m] Ohybový moment M o [ N m] Krouticí moment hlavní M Kh [ N m] Jmenovitý moment M N [ N m] Krouticí moment M k [ N m] Výkon motoru P el [ W ] Stouání závitu P [ mm] Řezný výkon P [ W ] Diagramový výkon P v [ W ] Mezní únavové zatížení P u [ N] Ekvivalentní statické, dynamické zatížení P, P [ N] 0 Reakce celková R [ N] Reakce tečná a normálová R, R [ N] ř t n 2

11 Reakce v odorách, Reakce, Plocha třísky Modul růřezu v krutu Modul růřezu v ohybu Ra R b [ N] S S [ N ] 2009/ a S tř W k W o b 2 mm 3 mm 3 mm Délkový rozměr a, b, c, r, h [ mm] Šířka ilového kotouče a [ mm] Předběžná osová vzdálenost a [ mm] Součinitel trvanlivosti ložisek a SKF [ ] Šířka era b ř [ mm] Provozní součinitel c 2 [ ] Velký růměr závitu d 2 [ mm ] Malý růměr závitu d 3 [ mm ] Průměr čeu d [ mm ] Průměr řemenic d [ mm ] Průměry hřídele dl, dm, d ř [ mm ] Součinitel smykového tření f [ ] Ohybová frekvence Posuv na zub Tření v kluzném ouzdře Gravitační zrychlení f o f z l 1 f g s mm zub m s 2 mm Výška matice h m Výška era h ř [ mm ] Převodový oměr skutečný i sk [ ] Bezečnosti k [ ] Délkové rozměry k, l, h, m, u [ mm] Statická bezečnost k s [ ] Dynamická bezečnost k d [ ] Celková bezečnost k c [ ] Skutečná délka era l ř [ mm ] Hmotnost nakláěcího mechanizmu m [ kg] Hmotnost hlavního ohonu m [ kg ] Hmotnost ředřezu Otáčky Jmenovité otáčky motoru h m [ kg ] n n N min 1 min 1-1

12 Měrný tlak [ MPa ] Dovolený tlak v závitu D [ MPa] Dovolený tlak u era Dov [ MPa], [ MPa] Tlak v náboji a hřídeli 2ř 1 Skluz řemene s [%] Statická únosnost ložisek 0 Hloubka drážky ro ero v hřídeli Hloubka drážky ro ero v náboji Obvodová rychlost Řezná rychlost ř s [ ] t ř [ mm ] t [ mm] Počet závitu z Počet zubů hlavního kotouče z c [ ] Počet zubů ředřezu z [ ] Počet zubů v záběru z [ ] 1ř v v ř z m s 1 m s 1 Úhel ve stuních,, Součinitel tvaru vrubu α, α α β γ [ ] o k [ ] Vrubový součinitel β 2,3 [ ] Úhel odovídající max. tloušťce ϕ [ ] Úhel záběru ily ψ [ ] ε v [ ] Součinitel velikosti 2,3 Součinitel jakosti ovrchu η 2,3 [ ] Účinnost řemenového řevodu η ř [ ] Účinnost ložisek η L [ ] Mez únavy hladkého vzorku σ C [ MPa ] Mez únavy reálné součásti * σ C [ MPa ] Ohybové naětí σ o [ MPa] Naětí v tahu σ t [ MPa ] Redukované naětí odle Guesta σ red [ MPa] Redukované naětí odle HMH σ HMH red [ MPa ] Dovolené namáhaní v krutu τ Dk [ MPa ] Naětí v krutu τ k [ MPa] Naětí ve střihu τ s [ MPa] Uhlová rychlost ϖ rad s /

13 1 Úvod Formátovací ily jsou rimárně určeny ro rozřezávání velkološného materiálu na jednotlivé formáty, ředevším dřevěného ůvodu, ale může se také oužít naříklad ro řezání lastů. (obr. 1.1) se skládá z několika hlavních částí a to je formátovací stůl a řezné kotouče. Ve většině říadů jsou oužity dva a to hlavní a ředřezový. Menší ilový kotouč je označen jako ředřezový, ten se točí roti směru hlavního kotouče a nařezává materiál ze sodní lochy do malé hloubky několika milimetrů dle nastavení. S ředřezem lze velmi kvalitně řezat i laminované dřevotřískové desky bez rizika zaštíání sodní hrany řezu. Kotouče se můžou nakláět, a roto umožňují řez také od úhlem většinou do 45. Dalším důležitým arametrem formátovací ily je délka osuvného stolu. Pily jsou standardně vybaveny říčným zkracovacím ravítkem a odélným ravítkem. Dále jsou ily vybaveny o oděrný rám s oděrným ramenem, odsávacím zařízením ilin jak horním tak sodním. Obr. 1.1 Rojek Řezné kotouče ohání buď solečný motor (obr. 1.2), nebo každý řezný kotouč má vlastní ohon (obr. 1.3). Solečný motor se oužívá u nejnižších řad il a skýtá v sobě několik nevýhod jako naříklad ermanentní zaojení obou kotoučů, a hlavně se oužívá ro méně náročné řezy. Naoak ohon kotoučů samostatným motorem je oužit ve většině říadů, kvůli jeho výkonnosti. 2009/

14 Obr. 1.2 Pohon jedním motorem Obr. 1.3 Pohon dvěma motory Na trhu je sousta výrobců formátovacích il (Rojek, Altendorf, Robland, Felder, Griggio, Kusing, Casolin ), tito výrobci nabízejí soustu modelů, od základních modelů (obr. 1.4), až o modely nejvyšších řad (obr. 1.5), které jsou už řízené omocí očítačů. Obr. 1.4 Model Altendorf WA6 Obr. 1.5 Model Aldendorf F /

15 1.1 Cíle dilomové ráce Cílem dilomové ráce bylo navrhnout formátovací ilu na olotovary ze dřeva. Použití této ily bude hlavně ro domácí využití a menší rovozy, s touto ilou se nebude racovat neřetržitě jako ve velkých dřevozracujících firmách. Pila by měla slňovat základní ožadavky, jako jsou: - Jednoduchá a levná konstrukce - Snadné ovládání ily omocí lineárních osuvů - Pojízdný formátovací stůl - Řezný a ředřezový kotouč se samostatným ohonem - Jednoduché nakláění řezných kotoučů o 45 Aby byla zajištěna levná výroba ily, bylo využito co nejvíce normalizovaných součástí. Převážná část rámu a dílčích mechanizmů má svařovanou konstrukci, kde bylo využito hlavně tenkostěnných rofilů. Návrh ily se rozčlenil na několik částí a oté se jednotlivé části řešily zvlášť. d 1. Rám ily 2. Formátovací stůl 3. Nakláěcí rám 4. Pohon ředřezu 5. Hlavní ohon Obr. 1.6 Části formátovací ily Návrh formátovací ily byl zaměřen ouze na návrh hlavní řezné části ily. To znamená, že tato ila by se měla dále rozšířit o oděrné stoly a dolnit vodícími ravítky. Což není již obsahem této ráce. 2009/

16 2 Návrh konstrukce ily a ohonu Jak už bylo zmíněno, ila se bude oužívat hlavně ro hoby oužití. Proto byl záměr zhotovit ilu tak, aby byla konstrukce jednoduchá a levná. Nejdříve se stanovily základní rozměry formátovací ily (obr. 2.1), což jsou výška, šířka, délka formátovacího stolu a jeho maximální osun. Obr. 2.1 Model ily 2.1 Konstrukce rámu ily Rám ily, je svařen z tenkostěnných uzavřených rofilů, rofily jsou z materiálu Na obr. 2.2 můžeme vidět jednotlivé rofily: - šedou barvou je zvýrazněn obdélníkový rofil TR OBD 50x30x3 - modrou barvou čtvercový rofil TR 4HR 30x2 2009/

17 Hliníková lišta Stolová deska Obr. 2.2 Svařený rám ily Obr. 2.3 Celý rám ily Na rámu stolu je řišroubována základní stolová deska (obr. 2.3), která je z oceli , ovrch desky je vybroušen. K stolové desce je dále řišroubovaná hliníková lišta, která slouží k vymezení štěrbiny mezi ilovým kotoučem a stolovou deskou. Plášť stolů tvoří ozinkovaný lech (obr. 2.3), který je ke stolu řišroubován. K rámu ily je řievněna základna ro formátovací stůl. Vodicí tyče W20 Hliníková oděra WUV-20 Oracované lochy Obr. 2.4 Základ formátovacího stolu Na obr. 2.4 je vidět tvar základny ro formátovací stůl. Tato základna je tvořena svařenými ocelovými rofily, ty jsou na obr. 2.4 znázorněny šedou barvou. Stůl má oracovány tři ojezdové lochy, které jsou označeny na obr Dále se skládá z vodicích tyčí W20 od firmy Matis [16]. Tyto tyče jsou indukčně kaleny a broušeny. Vodicí tyče jsou řievněny hliníkovými oděrami WUV-20 od stejné firmy Matis [16]. 2009/

18 Další důležitý rvek je seřizování olohy formátovacího stolu vůči hlavnímu stolu ily. To se rovádí omoci šroubů a dvou klínů (obr. 2.5), horní klín je řivařen k základu ro formátovací stůl a sodní klín se řitahuje, nebo odtahuje od stolu ily omoci šroubu. Po seřízení olohy formátovacího stolu se oloha zajistí šrouby. Tento jednoduchý mechanismus je i na oačné straně stolu. Horní klín Sodní klín Obr. 2.5 Seřizování formátovacího stolu 2.2 Návrh a konstrukce ojízdného formátovacího stolu Pojízdný formátovací stůl (obr. 2.6) je svařen z hliníkových rofilů. Horní strana stolu je srovnána a je zde vyfrézována jedna T drážka ro uínání říslušenství. Hliníkový formátovací stůl Vodicí rolny E312 Podůrné rolny KR26PP Obr. 2.6 Celá konstrukce formátovacího stolu 2009/

19 K ojezdu stolu o vedení slouží vodící rolny excentrické E312 (obr. 2.7) od firmy T.E.A. Technik [17]. Excentrické z toho důvodu, že se nastaví řesně jejích hladký chod a vymezí se vůle v ohybu. Na sodní části jsou umístěny odůrné rolny (obr. 2.8) také excentrické tyu KR26PP od téže firmy. Obr. 2.7 Vodící rolna Obr. 2.8 Podůrná rolna Formátovací stůl (obr. 2.9) má délku 1500 [mm], celkové jeho rozětí osuvu je 3556 [mm]. Délka řezu na jeden ohyb stolu je 2050 [mm] Obr. 2.9 Velikost rozsahu ohybu stolu 2.3 Návrh ohonu hlavního řezného a ředřezového kotouče V rvní řadě se musí zvolit druh a velikost ilových kotoučů. Průměr hlavního ilového kotouče D h = 300 [mm], může se však také oužít ilový kotouč o růměru 315 [mm]. U tohoto většího růměru se řevážně oužívají diamantové řezné látky, a roto také cena těchto kotoučů je mnohokrát větší než u il s SK látky. Výočet a návrh ro tuto ilu je roveden ro ilový kotouč 300 [mm]. Jako základní ilový kotouč se volil Obr Hlavní ilový kotouč 2009/

20 formátovací kotouč se slinutými látky (obr. 2.10), od firmy Pilana [12] s očtem zubů 96, který se oužívá nejčastěji. Dále můžeme v mnoha říadech narazit na ilové kotouče se 72 zuby. Parametry oužitého kotouče jsou v tab Tab. 2.1 Hodnoty oužitého ilového kotouče Průměr kotouče [mm] Prořez [mm] Šířka těla [mm] Průměr uínacího otvoru [mm] Počet zubů 300 3,2 2, Průměr ředřezového kotouče volím D = 100 [mm]. Tento kotouč (obr. 2.11) je také od firmy Pilana [12]. Kotouč se skládá ze dvou částí, u kterých se vůči sobě nastavuje šířka ředřezu. Parametry ředřezového kotouče jsou uvedeny v tab Tab. 2.2 Hodnot oužitého ředřezávacího kotouče Průměr kotouče [mm] Prořez [mm] Šířka těla [mm] Průměr uínacího otvoru [mm] Počet zubů 100 2,8-3,6 2, Obr Předřezový kotouč 2009/

21 2.3.1 Návrh obou ohonů a řezných arametrů Volba arametrů stroje se rovedla odle srovnání strojů od konkurence. Protože tato ila nebude oužívána jako rofi, ale řevážně jako hoby nářadí. To znamená, že se orovnaly stroje od konkurence základních řad. U kterých se výkon hlavních motorů ohybuje od 2,2 [kw] do 4 [kw] a otáček kolem 4000 [min -1 ]. Porovnání arametrů několika modelů formátovacích il vidíme v tab Tab. 2.3 Základní arametry il jednotlivých výrobců Výrobce a ty ily Rojek PK 300A Altendorf WA 6 Casolin Astra XP Jeřábek PKV 300R Felder K 500 Kusing ECO Robland E 300 Griggio SC 1400 Výkon motoru [kw] Hlavní ohon ily Otáčky ily [min -1 ] Průměr ily [mm] Výkon motoru [kw] Pohon ředřezu Otáčky ily [min -1 ] Průměr ily [mm] 2,2 nebo , , , , ,2 nebo , , Z těchto hodnot se vybraly základní arametry, které jsou uvedeny v tab Tab. 2.4 Základní arametry navržené ily Navržené hodnoty Průměr D h [mm] Průměr D [mm] Výkon P h [kw] Výkon P [kw] Řezná rychlost hlavní v ř [m.s -1 ] Otáčky ředřezu [min -1 ] , Na stránkách výrobce ilových kotoučů Pilana [12] se zjistila dooručená řezná rychlost, ro řezání dřeva, ta je v ř = 60 [m. s -1 ]. Z těchto zvolených hodnot (tab. 2.4) se vyočítaly základní údaje ro návrh a kontrolu hlavního a ředřezového ilového kotouče. 2009/

22 2.3.2 Volba hlavního motoru Výkon na řezném kotouči P = P η η = ,95 0,98 = 2793[ W ] ř el ř L (2.1) - účinnost ložisek η L = 0,98 [-] - účinnost řemenového řevodu η ř = 0,95 [-] - výkon elektromotoru P el = 3 [kw] Otáčky ily vyočtené z řezné rychlosti vř vř = π Dh nř nř = = = 63, 66 s = 3819, 7 min π D π 0,3 h (2.2) - růměr hlavního řezného kotouče D h = 0,3 [m] Krouticí moment Př M k = Př ϖř = = = 6,982 Nm 2 π n 2 π 3820 ř (2.3) Řezná síla na ilovém kotouči vyvozená motorem Dh 2 M k 2 6,982 M k = Fc Fc = = = 46,55 N 2 D 0,3 h (2.4) Katalog firmy SIEMENS [15] 3 fázový asynchronní elektromotor Ty: 1LA AA - jmenovitý výkon P el = 3 [kw] - jmenovité otáčky n N = 2890 [min -1 ] - jmenovitý krouticí moment M N = 9,9 [Nm] - oměrný záběrný moment M z /M n = 2,8 [-] Obr Motor 1LA Volba ředřezového motoru Katalog firmy SIEMENS [15] 3 fázový asynchronní elektromotor 2009/

23 Ty: 1LA AA - jmenovitý výkon P el = 0,55 [kw] - jmenovité otáčky n N = 2800 [min -1 ] - jmenovitý krouticí moment M N = 1,9 [Nm] - oměrný záběrný moment M z /M n = 2,5 [-] Podobně jako ři výočtu hlavního ohonu se vyočte ředřezový ohon odle vzorců (2.1), (2.3), (2.4). Výkon a krouticí moment na ředřezovém kotouči P = P η η = 0,55 0,95 0,98 = 0,517[ kw ] el d L P M k = P ϖ = = = 0,551 Nm 2 π n 2 π otáčky ředřezového kotouče n = 8960 [min -1 ] Řezná síla D 2 M k 2 0,551 M k = Fc Fc = = = 11,02[ N ] 2 D 0,1 - růměr ředřezového kotouče D = 0,1 [m] Musí se určit, kolik bude zubů v záběru. Předřezový kotouč tvoří řed hlavním kotoučem ouze malou drážku do 5 [mm]. Hloubka řezu 5 [mm]. 2.4 Kontrola ohonu a rychlost osuvu Po návrhu motorů se zkontroluje jejich síla otřebná k rořezání dřeva a vyočte se maximální rychlost osuvu. Řezná síla má velký vliv na určení rořezu a rychlosti osuvu obrobku Tvrdost dřeva Rychlost osuvu závisí na tvrdosti dřeva (tab. 2.5). Tvrdost charakterizuje schonost dřeva klást odor roti vnikání jiného tělesa do jeho struktury. Tvrdost dřeva má význam ři oracování řeznými nástroji (řezání, louání, hoblování, frézování) a v říadech, kdy se dřevo odírá. Podle druhu zatížení se rozlišuje statická a dynamická tvrdost. 2009/

24 Tab. 2.5 Hodnoty statické tvrdosti vybraných druhů dřev (odle Matoviče 1993) [19] druh tvrdost dřeva na loše [MPa] ři vlhkosti dřeva čelní radiální tangenciální 12 % > 30 % 12 % > 30 % 12 % > 30 % modřín 43,5 20,5 29,0 13,5 29,0 14,0 borovice 28,5 13,5 24,0 11,0 25,0 11,5 smrk 26,0 12,0 18,0 8,5 18,5 8,5 akát 97,0 57,7 68,0 40,5 78,0 46,5 jasan 80,0 48,0 59,0 35,0 67,0 39,5 dub 67,5 40,0 56,0 33,5 49,0 29,0 buk 61,0 36,5 43,5 25,5 44,5 26,5 habr 90,5 54,0 77,0 45,5 78,5 47,0 lía 26,0 15,5 17,5 10,0 18,0 10,5 Rozdělení tvrdosti dřeva, s kterými se bude očítat. - měkká dřeva (< 40 MPa) - smrk, lía - tvrdá dřeva ( MPa) - habr, akát Kontrola hlavního ohonu a rychlost osuvu obrobku Kontrola robíhá tak že se nejdříve stanoví očet zubů v záběru, oté se vyočte velikost lochy třísky a stanoví se maximální rychlost osuvu obrobku na zub a za minutu. Výočet lochy třísky, řezné síly a osuvu na zub je roveden zjednodušeně omocí výočtů válcového sousledného frézování z literatury [7] str. 20. Volba očtu zubu v záběru Kontrola se rovede ro dva tyy řezu: - A) maximální hloubka řezu - B) nejčastěji oužívaná hloubka řezu B ψ OD h H Obr Velikost hloubky řezu 2009/

25 A) Počet zubů v maximálním záběru H = 95 [mm] Nejdříve se musí určit úhel ψ, ři kterém ila zabírá do materiálu (obr. 2.13). ψ B B 150 sin = ψ = 2 arcsin = 2 arcsin = 60 2 D D 300 h h (2.5) - B je určeno graficky a je to délka oblouku B = 150 [mm] Počet zubů v záběru se otom určí z z1 zc ψ = = = 16 zubů ϕ 360 L (2.6) - úhel φ L = 360[ ] - očet zubů řezného kotouče z c = 96 B) Počet zubů v nejčastěji oužívané výšce řezu H = 40 [mm] Podobně jako v říadě A se výočet rovede odle vztahu (2.5), (2.6) ψ B B 95 sin = ψ = 2 arcsin = 2 arcsin = 36,9 2 D D 300 h h - B je určeno graficky a je to délka oblouku B = 95 [mm] Počet zubů v záběru se otom určí z z2 zc ψ 96 36,9 = = = 9,84 10zubů ϕ 360 L Stanovení maximální rychlosti osuvu odle obr Obr 2.14 Průřez třísky ři válcovém frézování 2009/

26 Určení velikosti lochy třísky Šířka hlavního řezného kotouče a = 3,2 [mm] Průměr hlavního řezného kotouče D h = 300 [mm] Hloubka třísky a) H = 95 [mm] b) H = 40 [mm] Sin úhlu φ odovídající maximální tloušťce třísky ro maximální a běžný záběr. 2 2 ϕ = = = 2 2 sin Dh H H ,93 Dh sin Dh H H , 68 Dh ϕ = = = (2.7) Rychlost osuvu se určí ro dva tyy řezu kde je 16 zubů a 10 zubů v záběru a ro dva druhy dřeva - měkká a tvrdá. Síla na jeden zub F zub F = z c z - očet zubů v záběru z z - celková řezná síla F c [N] (2.8) Určení osuvu na zub F = S = a f sinϕ f = zub tř z z - locha třísky S tř [mm 2 ] - tvrdost dřeva [MPa] Rychlost osuvu m za minutu Fzub a sinϕ (2.9) f f n z 1000 min = z ř c Výsledky ro jednotlivé varianty výočtu jsou uvedeny v tab. 2.6 (2.10) Tab. 2.6 Výsledné hodnoty Měkká dřeva Tvrdá dřeva Zubů v záběru 16 Zubů v záběru 10 Zubů v záběru 16 Zubů v záběru 10 Síla na zub F z [N] 2,909 4,655 2,909 4,655 Posuv na zub f z [mm.zub -1 ] 0,0244 0,0535 0,0098 0,0214 Posuv f min [m.min -1 ] 8,95 19,62 3,56 7, /

27 Na závěr lze konstatovat, že navržený hlavní ohon o výkonu 3 [kw] je dostačující. Pro řezání různých tvrdostí dřevin a hloubky řezu s ohledem na velikost rychlosti osuvu obrobku. To znamená, že rychlost osuvu obrobku se snižuje s rostoucí tvrdostí dřeva a velikosti hloubky řezu. Dooručená rychlost osuvu na zub odle [12] je odle tvrdosti od 0,02 do 0,1 [mm.zub -1 ]. Námi vyočtené hodnoty tomuto rozmezí vyhovují Kontrola ohonu ředřezu a stanovení rychlosti osuvu obrobku Předřez tvoří ve dřevě jenom lytkou drážku maximálně do 5 [mm], a to roto, aby sodní strana materiálu nebyla vyštíána. To se zaručí tím, že ředřez má vysoké otáčky, oačný smysl otáčení než hlavní kotouč a zvláštní konstrukci (obr. 2.11). Volba očtu zubu v záběru Úhel ψ, ři kterém ila zabírá do materiálu (2.5). ψ B B 40 sin = ψ = 2 arcsin = 2 arcsin = 47,1 2 D D B je určeno graficky a je to délka oblouku B = 40 [mm] - růměr ředřezového kotouče D = 100 [mm] Počet zubů v záběru (2.6) z z z ψ 24 47,1 = = = 3 zuby ϕ 360 L B ψ H OD - očet zubů ředřezového kotouče z = 24 Stanovení maximální rychlosti osuvu Obr Velikost hloubky řezu Závisí na tvrdosti dřeva. Předřez musí dovolovat vyšší rychlost osuvu obrobku, než je rychlost osuvu obrobku u hlavního kotouče. Sin úhlu φ odovídající maximální tloušťce třísky se zjistí odle vztahu (2.7) 2 2 ϕ = = = 2 2 sin D H H , 436 D hloubka řezu H = 5 [mm] Rychlost osuvu se určí ro dva druhy dřeva, A) tvrdá dřeva, B) měkká dřeva. 2009/

28 Síla na jeden zub Vyočte se ze vztahu (2.8) F zub Fc 11,02 = = = 3,67 z 3 z [ N ] - očet zubů v záběru z z = 3 A) Tvrdá dřeva Určení osuvu na zub ze vztahu (2.9) Fzub 3,67 Fzub = Stř = a fz sinϕ fz = = = 0, 0263 mm zub a sinϕ 100 3,2 0, šířka řezu bude stejná jako hlavní kotouč a = 3,2 [mm] - locha třísky S tř [mm 2 ] - tvrdost dřeva [MPa] B) Měkká dřeva Určení osuvu na zub ze vztahu (2.9) Fzub 3,67 Fzub = Stř = a fz sinϕ fz = = = 0, 0658 mm zub a sinϕ 40 3,2 0,436 1 Rychlost osuvu obrobku závisí na hlavním řezném kotouči, roto se rovedla u ředřezového kotouče ouze kontrola zda osuv obrobku u ředřezu je větší než u hlavního řezného kotouče. V tomto říadě volba elektromotoru ředřezu vyhovuje. Rychlost osuvu ředřezu u tvrdého i měkkého dřeva je vyšší. 2009/

29 3 Návrh a kontrola řemenových řevodů Výkon se řenáší jak u hlavního tak ředřezového ohonu omocí třecího řevodu. U hlavního ohonu řezného kotouče je oužit úzký klínový řemen. U ředřezového je oužit drážkovaný řemen, rotože zde jsou oužity malé řemenice a muselo se dosáhnout většího řevodového oměru. Tento řemen se zde mohl oužít také roto, že se zde neřenáší tak velký výkon jako u hlavního ohonu. 3.1 Návrh a kontrola řemenového řevodu hlavního ohonu Pro řenos výkonu je oužit úzký klínový řemen označovaný jako RAPID. Výkon se řenáší omocí tření v klínové drážce. Oroti klasickému řemenu řenese větší výkon ři oužití menších růměrů řemenic. Řemen je možno oužít ro obvodové rychlosti do 50 m.s -1 Výočet řemene byl roveden odle normy ČSN a byl zvolen řemen odle tab. 3.1 a obr Tab. 3.1 Rozměry řemene SPZ lo l Průřez l [mm] l o [mm] h [mm] α [ ] SPZ 8,5 9, h α Volba tyu řemene Obr. 3.1 Průřez řemene SPZ Úzký klínový řemen řenáší výkon P [kw] a jmenovité otáčky n [min -1 ]. Podle těchto arametrů byl z normy ČSN zvolen atřičný ty řemenu. Jmenovitý výkon řevodu Jmenovitý výkon se musí ještě vynásobit rovozním součinitelem, který zahrnuje racovní režim a charakter zatížení. Pv = PN c2 = 3 1,2 = 3,6[ kw ] (3.1) - rovozní součinitel c 2 odečteme z tabulky [1] str. 179 (ro střední rovoz) c 2 =1,2 Z diagramu [1] str. 178 odle výkonu a otáček určíme ty řemene - volím ty řemenu SPZ 2009/

30 Výočet řevodového oměru i h nn 2890 = = = 0, 7565 n 3820 ř - jmenovité otáčky elektromotoru n N = 2890 [min -1 ] - otáčky řezného kotouče n ř = 3820 [min -1 ] (3.2) Z tabulky [1] str. 165 ro výočtové růměry řemenic úzkých klínových řemenů se volí hnací řemenice. Řemenice se volí co nejmenší, aby zabíraly co nejméně místa. Z tabulky [1] str. 165 se určí růměr hnací řemenice d 1 = 95 [mm] Průměr hnané řemenice d 2 se vyočítá z řevodového oměru. d i d d i 95 0, ,86 mm 2 h = 2 = 1 h = = d 1 (3.3) Volí se nejbližší normalizovaný rozměr řemenice d 2 = 71 [mm] Skutečné otáčky n sk i sk d 2 = 1 = 1 = 0, 7399 d 1 s (3.4) - ro skluz [1] str. 162, s = 1 [%] n n , 7399 N 1 sk = = = 3905 min i sk Odchylka od teoretického řevodového oměru (3.5) i sk 0, 7399 i = = = 2,195[%] i 0, 7565 (3.6) Odchylka řevodového oměru vyhovuje toleranci 3 [%] Výočet délky řemene a očtu řemenů a) Předběžná volba osové vzdálenosti Předběžná osová vzdálenost se volí na základě emirického vztahu odle [1] str. 175, který udává interval ro ředběžnou hodnotu osové vzdálenosti: 1 2 a ' = ( d + d ) (0,7 2) = ( ) (0,7 2) = 116,2 332 mm (3.7) Z konstrukčních důvodů se osová vzdálenost volí blíže k nižší hranici 220 [mm] 2009/

31 b) Výočet ředběžné délky řemene γ γ α γ α/2 d 2 d1 a Obr. 3.2 Úhel oásání Úhel oásání malé řemenice cosα d d α d d = = arccos = arccos = 86, a ' 2 2 a ' (3.8) α = 2 α = 2 86,87 = 173, 74 2 γ = 90 α = 90 86,94 = 3,13 2 (3.9) (3.10) Délka řemene L α π ( d + d ) π γ ( d d ) 2 ' sin π ( ) π 3,13 (95 71) = sin86, = 701,4 [ mm] (3.11) 1 2 w1 w2 = a + + = Vyočtená délka řemene se zaokrouhlí, na nejbližší normalizovanou délku řemene z normy ČSN volím L =710 [mm] c) Skutečná vzdálenost os π ( d + d ) π ( ) w [ mm] 2 2 d 1 d y = = = 12[ mm] 2 2 (3.13) 1 2 = = = 260, 75 (3.12) 2009/

32 ( ) a L w L w y 2 2 = 0, 25 + ( ) 8 = 2 2 ( ) [ mm] = 0, , 75 + ( , 75) 8 12 = 224,3 (3.14) d) Počet řemenů Celkový očet řemenů K otřebný ro řenos zadaného výkonu se určí ze vztahu (3.15): P c K = P c c N * n α L (3.15) Součinitele určíme z tabulek [1]: * P je jednotkový jmenovitý výkon a odečteme z tabulky P 3,3[ kw ] * n n =, [1] str. 181 c α je součinitel oásání a odečteme jej z tabulky c α = 0,99 [1] str. 176 c L je součinitel délky řemenu a odečteme jej z tabulky c L = 0,84 [1] str. 183 c 2 rovozní součinitel c 2 =1,2 [1] str. 179 Po dosazení do vzorce (3.15) P c 3 1,2 K = = = 1,31[ ] volím 2 řemeny P c c 3,3 0,99 0,84 N * n α L Volba druhu a očtu řemenu: 2 řemeny SPZ 710 ČSN Sílové oměry v řemenovém řevodu a kontrola ohybové frekvence Při montáži řevodu je třeba řemen nanout. Předětí je důležité ro srávnou funkci řemene. Je-li řemen nedostatečně nanut, na řemenicích rokluzuje a neřenáší celý výkon. Naoak je-li řemen nanut říliš, trí ložiska a hřídel nadměrným namáháním a životnost řemene je krátká. Obvodová rychlost 2890 v = π d 1 nn = π 0, 095 = 14,375 m s 60 1 (3.16) Přenášená obvodová síla F h PN 3000 = = = 208, 69 v 14, 375 [ N ] (3.17) 2009/

33 Výočet racovního ředětí ( 1,5 2) ( 1,5 2) 208, , 4 F F F = = N U h U (3.18) Z důvodu bezečnosti se volí horní hranice ředětí F U = 400 [N] Kontrola ohybové frekvence K v 2 14, f = = = 40, o 0,710 s s L (3.19) - dovolená ohybová frekvence f o je do 90 [s -1 ], [1] str. 177 Vyočtená ohybová frekvence vyhovuje dovolené frekvenci. 3.2 Návrh a kontrola drážkovaného řemenu Pro řenos výkonu na ředřezový kotouč je oužit drážkovaný řemen. Tyto řemeny sjednocují vysokou flexibilitu lochého řemene a říznivý řenos výkonu klínovým řemenem. Drážkové řemeny se oužívají ři velkých řevodových oměrech, vysokých rychlostech řemene, řevodech s mnoha kladkami, malých růměrech řemenic a ři oužití vnější naínací kladky. Obr. 3.3 Průřez drážkovaným řemenem Výočet drážkovaného řemene a volba koeficientu je roveden odle katalogu Gates [8]. Jmenovitý výkon řevodu Do jmenovitého výkonu se musí zahrnout rovozní součinitel Pv = PN c2 = 0,55 1,2 = 0,66[ kw ] (3.20) - rovozní součinitel c 2 se odečte z katalogu [8] (ro střední rovoz) c 2 =1,2 Z diagramu v katalogu [8] odle výkonu a otáček se určí ty řemene volí se ty řemenu PJ 2009/

34 Průměry řemenic Oba růměry se volí tak aby řevod byl rozměrově co nejmenší a řezné otáčky dosahovali hodnoty kolem 9000 [min -1 ] Z tabulky v katalogu [8] se určí růměr hnací řemenice d 1 = 80 [mm] Průměr hnané řemenice se volí jeden z nejmenších d 2 = 25 [mm -1 ] Potom řevodový oměr bude i d 2 = = = 0,3125 d (3.21) Otáčky hnané řemenice i n n 2800 N N 1 = n = = = 8960 min n i 0, jmenovité otáčky elektromotoru n N = 2800 [min -1 ] (3.22) Obvodová rychlost 2800 v = π d 1 nn = π 0,08 = 11,73 m s 60 1 (3.23) Předběžná volba osové vzdálenosti Vyočte se odle katalogu [8] A v d + 3 d , = = = [ mm] (3.24) Výočet délky řemene Z ředběžně vyočtené osové vzdálenosti A v se vyočte délka řemene odle vztahu uvedeného v katalogu [8]. ( d d ) w = 2 v + 1,57 ( ) + = 4 Av L A d d 2 (80 25) = 2 132, 5 + 1, = 435, ,5 ( ) [ mm] (3.25) Vyočtená délka řemene se zaokrouhlí, na nejbližší normalizovanou délku L w =432 [mm] 2009/

35 Skutečná vzdálenost os Po zvolení normalizované délky řemene se musí řeočítat osová vzdálenost. w 1 2 F = L 1,57 ( d + d ) = 432 1,57 ( ) = 267,15 mm Faktor osové vzdálenosti h závislý na hodnotě d 1 d = = 0, 206 = 0,11 F 268, 72 d d 1 2 F faktor h (3.26) Skutečná osová vzdálenost ( 1 2 ) 267,15 0,11 ( 80 25) F h d d A = = = 130, Počet drážek řemenu [ mm] (3.27) d - výkon na jednu drážku A = 140 [W] - dodatečný výkon na jednu drážku B = 99 [W] - korelační faktor oásaní G = 0,94 [-] 1 d = = 0, 421 = 0,94 A 130,55 Počet drážek řemenu faktor G z PN c 0,55 1,2 = = = 3, ,94 0,76 ( A B) G C ( ) L - korelační faktor délky C L = 0,76 [-] (3.28) Volba tyu řemene 4 x PJ 432 Lb Standart Statická tahová síla ve větvi T ( R G) N 2 s = = G z v P ( ) M v 2, 67 0,94 3 = + = 0, , ,006 11,73 53,78 - faktor M = 0,006 [-] - faktor R = 2,67 [-] Naínací síla drážkovaného řemene N (3.29) F = 1,5 T = 1,5 53, 78 = 80, 67[ N] U s (3.30) 2009/

36 4 Výočet řenosu krouticího momentu omocí třecích kotoučů Výkon se řenáší na hlavní ilový kotouč omocí třecích kotoučů (obr. 4.1). Potřebná síla, která vyvodí atřičný třecí moment, se vyvine omocí dotažení matice na hřídeli. 4.1 Celková síla ůsobící v ose šroubu c M30 F FT FT Mk OD 1 2 OD h OD F0 Mkh Výočet krouticího momentu na hřídeli Obr. 4.1 Schéma uevnění řezného kotouče M = M i η η = 9,9 0, ,95 0,98 = 6,819[ Nm] kh N sk ř L (4.1) - jmenovitý moment motoru M N = 9,9 [Nm] - účinnost ložisek η L = 0,98 [-] - účinnost řemenového řevodu η ř = 0,95 [-] - skutečný řevodový oměr i sk = 0,7399 [-] Síla ůsobící na hřídel od řezného odoru F c M kh 6,819 = = = 45,46 Dh 0,3 2 2 [ N ] - růměr hlavního řezného kotouče D h = 0,3 [m] (4.2) 2009/

37 Výočet zatěžující síly na kotouči Výočet osové síly ve šroubu od třecího momentu k M M h kh T k M F Mk h kh T k M F f Mk h kh N h F ( D + D ) ( D + D ) k M = = = 3030, 67 f D + D + Mk h kh N h 1 2 ( ) 0,15 ( 80 40) [ N ] (4.3) (4.4) (4.5) (4.6) - minimální součinitel bezečnosti k h = 2 [-] - součinitel tření mezi ilovým kotoučem a odložkou f h = 0,15 [-], [3] str velký růměr třecího kotouče D 1 = 80 [mm] - malý růměr třecího kotouče D 2 = 40 [mm] - třecí moment M T [Nm] Výočet osové síly ve šroubu od osouvajících sil k F h Fc FT k F F F f F h c N h k F 2 45, 46 = = = 606,13 f 0,15 F h c N h Výsledná síla v ose šroubu [ N ] Mk F F = F + F = 3030, ,13 = 3636,8[ N ] o N N (4.7) (4.8) (4.9) (4.10) 4.2 Návrh a kontrola šroubu Hřídel se závitem je z materiálu , závit je zvolen M24x2LH (má levé stouání) a to roto, aby nedocházelo za rovozu k uvolnění matice. Stouání závitu má stejný smysl otáčení jako otáčky řezného kotouče. - Material [3] str Mez kluzu Re = 230 [MPa] 2009/

38 Závit M24x2LH - P = 2 [mm] - d 2 = 22,701 [mm] - d 3 = 21,546 [mm] Součinitel smykového tření na metrickém závitu fz bez ovrchové úravy a bez mazání se ohybuje v rozmezí 0,19 až 0,36 dle [4] str. 19 volen součinitel tření v závitu f za = 0,2 ocelocel, nemazané Výočet úhlu stouání závitu P 2 ψ = arctan arctan 1, 6064 π d = π 22, 701 = 2 (4.11) Výočet třecího úhlu závitu f za 0,2 ϕ = arctan = arctan = 13, 0039 cos β / 2 cos30 (4.12) - stouání závitu β = 60 Síla v závitu ( ψ ϕ ) ( ) F = F tan + ' = 3636,8 tan 1, , 0039 = 948 N z o (4.13) Kontrola šroubu Výočet tahového naětí ve šroubu 4 F ,8 σ t = = = 9,97 π d o π 21,546 [ MPa] (4.14) Výočet krutu od utažení matice d2 F M z Tz ,701 8 τ k = = = = 5, Wk π d3 π 21, [ MPa] (4.15) Pevnostní kontrola odle Guesta σ σ τ red = t + 4 k = 9, , 48 = 14,82 MPa (4.16) 2009/

39 Výočet statické bezečnosti k k S S Re 230 = = = 15,5 σ 14,82 > k h red (4.17) Výsledná bezečnost vyhovuje. Bezečnost soje vyšla několikrát větší než volená minimální statická bezečnost. Mohl být volen menší závit, ale z konstrukčních důvodů se velikost závitu již neuravovala. Utahovací moment Součinitel smykového tření ro suché mazání mezi ocelovou maticí a ocelovou odložkou se ohybuje v rozmezí 0,15 až 0,20 dle [3] str. 19 volen fm = 0,2 Výočet tření na závitu d2 22, 701 M Tz = Fz = 948 = Nmm 2 2 (4.18) Průměr dotykové lochy matice M24x2LH je s = 46 [mm] rozměr dle ČSN EN Výočet třecího oloměru od maticí d s s + dd = = = 30,5 2 2 [ mm] - růměr díry v třecím kotouči d d = 25 [mm] (4.19) Výočet třecího momentu od maticí ds 30,5 M Tm = Fo fm = 3636,8 0, 2 = Nmm 2 2 (4.20) Výočet utahovacího momentu M = M + M = = 21852[ Nmm] U Tz Tm (4.21) Výsledný utahovací moment je M u = 21,8 [Nm] 2009/

40 5 Návrh a výočet hřídele Poháněcí hřídel je součást, která umožňuje tok krouticího momentu na řezný kotouč. Je namáhána krouticím momentem od řemenového řevodu, ohybovým momentem od řezné síly a ohybovým momentem od síly v řemenovém řevodu. Při návrhu hřídele se nejrve zvolí materiál a jeho mechanické vlastnosti. Potom se musí vyočítat ředběžný růměr hřídele z krouticího momentu. Z ředběžného růměru hřídele se navrhne konečný tvar hřídele a ta se dále zkontroluje. Volba materiálu hřídele [3]: materiál Mechanické vlastnosti: - Mez kluzu v tahu Re = 230 [MPa] - Mez evnosti v tahu Rm = 450 [MPa] 5.1 Působení sil na hřídel (obr. 5.1) Rozložení sil naínací Fu = 400[ N ] Fcy ß Fc F = F sinα = 400 sin 20 = 136,8[ N ] ux u F = F cosα = 400 cos 20 = 375,9[ N ] uy u Rozložení sil od řezné síly Fc = 45,46[ N ] F = F sin β = 45, 46 sin 56 = 37,7[ N ] cx c F = F cos β = 45,46 cos56 = 25,4[ N ] cy c (5.1) (5.2) α Fuy Fcx Fux Fu Obr. 5.1 Schéma zatížení hřídele silami (5.3) (5.4) 5.2 Výočet reakcí hřídeli Při výočtu reakcí se vychází z odmínek, že součet všech sil musí být roven nule a součet momentů musí být roven nule. Na schématu (obr. 5.2) je znázorněn růběh krouticího momentu, růběh sil, růběh ohybového momentu a růhyb. 2009/

41 Výočet reakcí R a a R b Rovina X - Z Mk a b c Fux Fcx Rax Rbx Mk 0 Fx Rbx Rbx 0 Mox 0 Průhyb Moxmax 0 Obr. 5.2 Průběh zatížení v rovině X - Z Průhybmax Ohybový moment v rovině X Z Vzdálenosti: a = 29,1 mm, b = 87 mm, c = 29,5 mm K odoře a Σ M Ox = 0 K odoře b Σ M Ox = 0 (5.5) cx bx ux ( ) 0 F a R b + F b + c = ( ) F 29,1 R 87 + F ,5 = 0 F ux Rbx cx bx ux 116, 5 Fcx 29,1 = R ,8 116,5 37,7 29,5 170,6 [ N ] = = 87 R ax = 3,9 [N] bx ( ) 0 F a + c + R b + F c = cx ax ux ( ) (5.6) F 29, R 87 + F 29,5 = 0 F cx Rax cx ax ux 116,1 Fux 29,5 = R 87 ax (5.7) 37,7 116,1 136,8 29,1 3,9 [ N ] = = 87 R bx = 170,6 [N] Průhyb hřídele v této rovině je maximální na straně kde je ero a tento maximální růhyb činí 0,00818 [mm]. Průhyb byl zjištěn rogramem Inventor [20]. 2009/

42 Rovina Y - Z Mk R ay a b c Fcy R by Fuy Mk 0 Fy R ay 0 Moy R by 0 Průhyb Moymax 0 Obr. 5.3 Průběh zatížení v rovině Y - Z Ohybový moment v rovině Y Z K odoře a Σ M Oy = 0 K odoře b Σ M Oy = 0 (5.8) cy by uy ( ) 0 F a R b + F b + c = ( ) F 29,1 R 87 + F 29, = 0 F cy by uy uy Rby 116, 5 + Fcy 29,1 = R ,9 116,5 + 25, 4 29,1 511,8 [ N ] = = 87 by ( ) 0 F a + b R b + F c = cy ay uy ( ) F 29,1+ 87 R 87 + F 29, 5 = 0 F cy ay uy cy Ray 116,1+ Fuy 29,5 = R 87 ay (5.9) (5.10) 25,4 116,1+ 375,9 29,5 161,3 [ N ] = = 87 R ay = 161,3 [N] R by = 511,8 [N] Průhyb hřídele v této rovině je maximální také na straně kde je ero a tento maximální růhyb činí 0,0201 [mm]. Průhyb byl zjištěn rogramem Inventor [20]. 2009/

43 Výsledné reakce v odorách a = ax + ay = + = R R R 3,9 161,3 161, 3 N b = bx + by = + = R R R 170, 6 511,8 539,5 N (5.11) (5.12) Maximální růhyb je 0,0217 [mm], tato hodnota byla zjištěna rogramem Inventor [20] Maximální ohybový moment hřídele Vzdálenost ůsobící síly od odory 0,0295 [m] M omax = Fu 0, 0295 = 400 0, 0295 = 11,8[ Nm] (2.13) Maximální krouticí moment M = M i η. η = 9,9 0, ,95 0,98 = 6,819[ Nm] kh N sk ř L (2.14) 5.3 Návrh růměrů hnací hřídele z krouticího momentu Předběžný růměr hřídele se očítá z maximálního krouticího momentu M kh, který bude otřeba ro řezání. Konečný návrh růměru hřídele (obr. 5.3) stanovíme z ředběžného růměru hřídele, který je zvětšen o hloubku era. Odř Mk Obr. 5.3 Hřídel a jeho minimální růměr Volba materiálu hřídele [3]: materiál Mechanické vlastnosti: - Mez kluzu v tahu Re = 230 [MPa] - Mez evnosti v tahu Rm = 450 [MPa] Vychází se ze vztahu Namáhání v krutu. τ k M kh = τ W k Dk (5.15) 2009/

44 Průřezový modul v krutu W k. W k d = π 16 3 (5.16) Hodnoto dovoleného namáhání v krutuτ Dk. τ Dk 0, 577 Re 0, = = = 66 k 2 [ MPa] - bezečnost volím z rozmezí k = (1,5 2,5) [-], volím k = 2 [-] (5.17) τ k M 16 = τ d π kh 3 Dk d (5.18) Ze vztahu (5.18) ro výočet krutu se vyočte růměr hřídele. d M π τ π 66 kh = 3 = 3 = Dk 8,07 [ mm] (5.19) Průměr hřídele d ř zvětšený o hloubku drážky ro ero t ř. d = d + t = 8,07 + 1,7 = 9,77[ mm] (5.20) ř ř Průměr hřídele se volí d ř = 16 [mm] 5.4 Statická kontrola hřídele Při výočtu statické kontroly se musí uvažovat s možným oslabením hřídele v místě vrubu, to je naříklad drážka ro ero, řechody růměru atd. Proto se ři výočtu bezečnosti omoci redukovaného naětí musí zaočítat také koeficient vrubového účinku (obr. 5.4) Odm OdL Odř Mk R0,5 k l Fu m Obr. 5.4 Hnací hřídel se zobrazenými místy vrubu 2009/

45 5.4.1 Statická kontrola v místě 1 Výočet naětí zůsobený ohybovým naětím M omax = Fu k = 400 0, 0295 = 11,8[ Nm] (5.21) - vzdálenost ůsobící síly: k = 0,0295 [m] V tomto místě není žádny vrub, ale je zde největší ohybové zatížení σ M = = = 15,02 omax o1 3 3 π dl π 20 [ MPa] (5.22) - růměr hřídele d L = 20 [mm] Výočet naětí zůsobený krutem τ M = = = 4,34 kh k1 3 3 π dl π 20 [ MPa] (5.23) Redukované naětí odle Guestovy hyotézy σ σ τ red1 = o1 + 4 k1 = 15, ,34 = 17,34 MPa (5.24) Výsledná bezečnost k s1 Re 230 = = = 13,3 σ 17,34 red1 (5.25) Výsledná bezečnost vyhovuje, je větší než dooručená k s1 = (1,5 2,5) [-] Statická kontrola v místě 2 Součinitel tvaru je teoretický součinitel koncentrace naětí, závisí na zůsobu zatěžování a na tvaru vrubu. Tyto součinitele byly číselně vyjádřeny na základě exerimentů a jsou uváděny ve formě grafu [6] str. 17. Ohybový moment v místě 2 M F l Nm (5.26) oh 2 = u = 400 0, 0175 = 7 - vzdálenost ůsobící síly od místa 2: l = 0,0175 [m] 2009/

46 Výočet naětí zůsobený ohybovým naětím σ M = α = 2,3 = 40,04 oh2 o2 3 o2 3 π dř π 16 [ MPa] (5.27) - růměr hřídele d ř = 16 [mm] - součinitel tvaru v místě 2: α o2 = 2,3 [-] Výočet naětí zůsobený krutem τ M = α = 1,8 = 15,26 kh k 2 3 k 2 3 π dř π 16 [ MPa] - součinitel tvaru v místě osazení 2: α k2 = 1,8 [-] (5.28) Redukované naětí odle Guestovy hyotézy σ σ τ red 2 = o2 + 4 k 2 = 40, , 26 = 50,35 MPa (5.29) Výsledná bezečnost k s2 = Re 230 4,5 σ = 50,35 = red 2 Výsledná bezečnost vyhovuje, je větší než dooručená k s2 = (1,5 2,5) [-] (5.30) Statická kontrola v místě 3 Ohybový moment v místě 3 M F m Nm oh 3 = u = 400 6,5 = 2, 6 (5.31) - vzdálenost ůsobící síly od místa 3: m = 0,0065 [m] Výočet naětí zůsobený ohybovým naětím σ M = α = 2,9 = 18,75 oh3 o3 3 o3 3 π dř π 16 - součinitel tvaru v místě 3: α o3 = 2,9 [-] - růměr hřídele d ř = 16 [mm] [ MPa] (5.32) Výočet naětí zůsobený krutem τ M = α = 3,2 = 27,13 kh k 3 3 k 3 3 π dř π 16 [ MPa] (5.33) - součinitel tvaru v místě 3: α k3 = 3,2 [-] 2009/

47 Redukované naětí odle Guestovy hyotézy σ σ τ red 3 = o3 + 4 k3 = 18, ,13 = 57, 41 MPa (5.34) Výsledná bezečnost k s3 = Re σ = 57, 41 = red 3 (5.35) Výsledná bezečnost vyhovuje, je větší než dooručená k s3 = (1,5 2,5) [-] 5.5 Dynamická kontrola hřídele Dynamická kontrola se rovádí z důvodu oakujícího se zatížení, které na součást ůsobí. Je závislá na zůsobu zatěžování, vlastnosti a tvaru materiálů. Dynamická kontrola se rovedla ve dvou místech 2,3 (obr. 5.4), která jsou odle statické kontroly nejnáchylnější na vznik oruchy. Mez únavy hladkého vzorku ro souměrně střídavé zatížení v ohybu [6] σ = 200[ MPa] Mez únavy reálné součásti je nižší než hodnota σ C a vyočítá se odle vztahu C ε η * v σ C = σ C β (5.36) Dynamická kontrola v místě 2 Vrubový součinitel odle [6] αo2 1 2,3 1 β2 = 1+ = 1+ = 1,76 A 0, r 0,5 (5.37) - vrubový součinitel odle Neubera A =0,5 - součinitel tvaru α o2 = 2,3 [-] Součinitel velikosti ε ν odle [6] Zohledňuje velikost součásti a možnost většího výskytu vad. ε = 0,92 v [-] 2009/

48 Součinitel jakosti ovrchu odle [6] Zohledňuje jakost a kvalitu ovrchu. η = 0,85 [-] Mez únavy reálné součásti (5.36) ε * v η 0,92 0,85 σ C 2 = σ C = 200 = 88, 9 MPa β 1,76 Ohybové naětí 2 Pro zjištění bezečnosti se musí stanovit ohybové naětí σ M = = = 17, 41 oh2 o2 3 3 π dř π 16 [ MPa] (5.38) Bezečnost v ohybu k d 2 * σ C 2 88,9 = = = 5,1 σ 17, 41 o2 (5.39) Naětí zůsobené krutem (5.28) τ M = α = 1,8 = 15,26 kh k 2 3 k 2 3 π dř π 16 [ MPa] - součinitel tvaru v místě osazení 2: α k2 = 1,8 [-] Bezečnost v krutu k τ 2 0,577 Re 0, = = = 8,69 τ 15,26 k 2 (5.40) Celková dynamická bezečnost k k k 5,1 8,69 d 2 τ 2 c2 = = = 4, kd 2 + kτ 2 5,1 + 8, 69 (5.41) Výsledná bezečnost vyhovuje, je větší než dooručená k c2 = (1,5 2,5) [-] Dynamická kontrola v místě 3 Dynamickou kontrola se rovede také v nejnebezečnějším místě odle statické kontroly. A to je v místě /

49 Vrubový součinitel odle [6] αo3 1 2,9 1 β3 = 1+ = 1+ = 2, 06 A 0, r 0, 4 (5.42) - vrubový součinitel odle Neubera A =0,5 - součinitel tvaru v ohybu α o3 = 2,9 [-] Součinitel velikosti ε ν odle [6] ε = 0,92 v [-] Součinitel jakosti ovrchu odle [6] η = 0,85 [-] Mez únavy reálné součásti ε * v η 0,92 0,85 σ C3 = σ C = 200 = 75,92 MPa β 2,06 3 (5.43) Ohybové naětí σ M = = = 6,47 oh3 o3 3 3 π dř π 16 Bezečnost v ohybu k d 3 * σ C3 75,92 = = = 11,73 σ 6,47 o3 Naětí zůsobené krutem (5.33) [ MPa] (5.44) (5.45) τ M = α = 3,2 = 27,13 kh k 3 3 k 3 3 π dř π 16 [ MPa] - součinitel tvaru v místě 3: α k3 = 3,2 [-] Bezečnost v krutu k τ 3 0,577 Re 0, = = = 4,89 τ 27,13 k 3 Celková dynamická bezečnost (5.46) k k k 11,73 4,89 d 3 τ 3 c3 = = = 4, d 3 + τ 3 11, ,89 k k (5.47) Výsledná bezečnost vyhovuje, je větší než dooručená k c3 = (1,5 2,5) [-] 2009/

50 5.6 Kontrola era hlavní hřídele Podle růměru hřídele se zvolí velikost těsného era a vyočítá se jeho délka. Krouticí moment se řenáší omoci boku era drážek, které jsou namáhány tlakem. b ř 2ř 1s t ř t F1ř F2ř ř h 1ř Mkh Od ř Obr. 5.5 Sojení omoci era, jeho rozměry a ůsobící síly Pero [3] str. 463: - šířka b ř = 5 [mm] - výška h ř = 5 [mm] - t ř = 2,9 [mm] - t 1ř = 2,1 [mm] - dovolený tlak Dov = 100 [MPa] - růměr hřídele od řemenovým kolem d ř = 16 [mm] Výočet síly F 2ř [N] F 2ř 3 M kh 6, = = = 753,5 dř t1ř 16 2, Výočet délky era z kontroly na otlačení F F = = l 2ř 2ř 2ř Dov ř ( lř bř ) t1 ř lř t1 ř [ N ] (5.48) (5.49) 2009/

51 Ze vztahu (5.49) vyočteme délku era l = F = 753,5 = 2ř ř 3,6 t1ř Dov 2,1 100 [ mm] (5.50) l = l + b = 3,6 + 5 = 8,6[ mm] volím l ř = 18 [mm] (5.51) ř ř ř Kontrola tlaku v náboji ze vztahu (5.49) 2ř F 753, ,1 2ř = = = ( l b ) t ( ) ř ř 1ř 27,6 [ MPa] Musí vyhovovat odmínka na otlačení [4] str ř (5.52) Dov [ MPa] 27, Kontrola tlaku na hřídeli MPa vyhovuje F 1ř 3 M kh 6, = = = 1041 dř tř 16 2, [ N ] (5.53) 1ř F ,9[ MPa] lř tř 18 2,9 (5.54) = 1ř = = Musí vyhovovat odmínka na otlačení. 1ř (5.55) Dov [ MPa] 19,9 100 MPa vyhovuje 2009/

52 6 Návrh a výočet hřídele ředřezu Tato hřídel ohání ředřezový kotouč. Hřídel je oháněná řemenovým řevodem. To znamená, že na jednom konci hřídele je umístěno řemenové kolo. Na oačném konci hřídele je umístěn řezný kotouč, krouticí moment na tento kotouč řenáší třecí odložky, které jsou dotaženy jako u hlavního řezného kotouče maticí. Volba materiálu hřídele [3]: materiál Mechanické vlastnosti: - Mez kluzu v tahu Re = 230 [MPa] - Mez evnosti v tahu Rm = 450 [MPa] 6.1 Působení sil na hřídel Na hřídel ůsobí řezná síla a od řemenového řevodu síla naínací. Obě tyto síly se musí rozložit do os x a y a těmito sílami je otom zatížená hřídel. Rozložení sil naínací Fu = 81[ N ] Fcx ß Fcy F = F sinα = 81 sin 35 = 46, 46[ N ] ux u F = F cosα = 81 cos 35 = 66,35[ N ] uy u Rozložení sil od řezné síly Fc =11[ N ] F = F cos β = 11 sin15 = 2,85[ N ] cx c F = F sin β = 11 sin15 = 10, 63[ N ] cy c (6.1) Fc Fux (6.2) α Fu Fuy Obr. 6.1 Schéma zatížení hřídele silami (6.3) (6.4) 6.2 Návrh a kontrola hřídele Výočet reakcí, návrh růměrů a kontrola hřídele ředřezu je rovedena v rogramu Inventor [20] a jeho výsledky a grafy jsou řiloženy v říloze [P4]. Tato hřídel lně vyhovuje zatížení ve všech ohledech. 2009/

53 7 Návrh a výočet ložisek hlavní hřídele Podle růměrů hřídele se volí kuličková jednořadá ložiska SKF RSH, tyto ložiska jsou oatřena kontaktním těsněním z nitrilové ryže. Toto těsnění solehlivě utěsní ložisko a zabrání vniku nečistot a rachu, který se zde vyskytuje od řezání a zaručí dlouhou životnost ložiska. Součinitele ro výočet ložiska se získají z katalogu SKF [9]: - dynamická únosnost C = [N] - statická únosnost C 0 = 6550 [N] - mezní únavové zatížení P u = 280 [N] - skutečné radiální zatížení F r =539,5 [N] - skutečné axiální zatížení F a = 0 [N] Obr. 7.1 Model ložiska 7.1 Ekvivalentní statické zatížení P0 = Fr + Fa = 539,5 + 0 = 539,5[ N ] (7.1) Kontrola statické únosnosti s o C P 0 = = = 12, ,5 (7.2) Minimální hodnoty součinitele statické bezečnosti s 0 [9]. - ro normální rovozní odmínky, hlučnost chodu normální, bude s 0 = 1 [-] Statická únosnost vyhovuje. 7.2 Ekvivalentní dynamické zatížení F a F e r (7.3) 0 = 0 e 777 P = F + F = 539,5 + 0 = 539,5[ N ] r a (7.4) 2009/

54 Trvanlivost odle SKF [9]: - ožadovaná solehlivost 98 [%] - součinitel solehlivosti a 1 = 0,33 [-] - otáčky n sk = 3905 [min -1 ] - exonent rovnice trvanlivosti ro ložiska s bodovým stykem = 3 [-] Součinitel teorie trvanlivosti odle a SKF : - součinitel znečistění oleje, ro čisté rovozní odmínky η c = 0,5 [-] - rozměry růměru ložiska malý d L = 20 [mm], velký D L = 47 [mm] - viskozita daná rozměry ložiska ( ) ( ) d = 0,5 d + D = 0, = 33,5 mm ν 1 = 15 [mm 2 s -1 ] m L L - viskozita daná kvalitou odle ISO 15 ν = 12 [mm 2 s -1 ] ν ν Viskózní oměr κ = = = 0,8[ ] P u P = 539,5 = Poměr 0,52 Dostaneme součinitel trvanlivosti odle a SKF = 4 [-] Trvanlivost ložiska 3 C L2 m = askf a1 = 4 0,33 = ,5 otáček (7.5) P L2 mh = L2 m = = hod 60 n sk (7.6) 2009/

55 8 Stanovení sil vnitřního mechanizmu U vnitřního mechanizmu se stanoví síly a zkontrolují navržené části. Vnitřní mechanismus se skládá ze svařované konstrukce (obr. 8.1), ke které jsou řievněny jednotlivé ohony a dílčí mechanismy. Obr. 8.1 Rám nakláěcího mechanizmu Ve vertikálním vedení (obr. 8.2) je umístěn ohon hlavního řezného kotouče, který se ohybuje omocí šroubů. Předřez je uchycen na čeu, na kterém se otáčí a tím mění výšku řezu. Kulisa nakláění Če ředřezu Pohon ředřezu Hlavní ohon řezného kotouče Vertikální vedení Obr. 8.2 Celý nakláěcí mechanizmus 2009/

56 8.1 Stanovení ůsobících sil v nakláěcím mechanizmu Celý vnitřní mechanismus se nakláí omocí šroubu (obr. 8.3). Šroub má lichoběžníkový závit se stouáním 3 [mm]. Mechanismus je zavěšen a nakláí se v kulise. Tyto kulisy jsou dvě, na každé straně jedna, z důvodu bezečnosti se očítá s jednou kulisou. Rozsah nakláění je 0 [ ] až 46 [ ]. Kulisový nakláěcí systém byl zvolen z důvodu toho, aby se kotouče mohli nakláět a růsečík roviny stolu a ilových kotoučů měli ořád stejnou olohu. To znamená, aby naříklad ilový kotouč nezajížděl hluboko do stolu. Tento návrh nakláění má omyslný střed, kolem kterého se nakláí už ve zmíněném růsečíku roviny stolu a ily. Kulisa nakláění Fiktivní střed nakláění Nakláěcí tyč Šroub nakláění Če nakláění Obr. 8.3 Pohled na nakláění ily Na následujícím obrázku obr. 8.4 jde vidět mezera mezi ilovým kotoučem a stolem jak ři kolmém nastavení řezu 0 [ ], tak ři maximálním nakloení 46 [ ]. Tato mezera je v obou říadech dostatečně velká. V rvním říadě kdy ilový kotouč je kolmý ke stolu, je mezera mezi kotoučem a stolem 4 [mm]. V říadě kdy kotouč je nakloen o 46 [ ] je mezera 1,5 [mm]. Proto se v žádném z říadů nemusí mezera nijak nastavovat. 2009/

57 Obr. 8.4 Detail mezery mezi kotoučem a stolem Výočet sil otřebné k nakloení Pro výočet síl otřebné k nakloení se nejdříve rovedl kinematický rozbor ůsobících sil. Z modelu vytvořeného v rogramu Invetor [20] byla zjištěna hmotnost vnitřního mechanismu a oloha těžiště. - Hmotnost vnitřního mechanismu m = 82 [kg] Nakloení rámu v obecné oloze Nakloení rámu v kolmé oloze r Rn Ftř Rn α Rt α Rt u h f α G Ft ß Ft G ß F F Obr. 8.5 Schéma ůsobení sil v nakloení 2009/

58 Kinematika a úhly: V modelu je nastaveno šest náhodně zvolených úhlů nakloení α a jsou odměřeny odovídající úhly β. Všechny výočty se rovedly v rogramu excel [22]. Velikosti úhlů jsou uvedeny v tab Z modelu se také musely odměřit délkové rozměry jednotlivých ůsobišť sil (tab. 8.2). Tab. 8.2 Délkové rozměnry r u h Tab. 8.1 Úhly α [ ] β [ ] 0 11,1 10 2,36 13, , , ,4 Příklad výočtů: Velikosti sil ve šroubu F ro vybrané říady nakloení rámu. Je uveden ouze ostu výočtu, samotný výočet z konkretními hodnotami je roveden v exelu [22]. Výsledné hodnoty jsou uvedeny v tab G cosα r + F cos β h G sinα u = 0 (8.1) G cosα r G sinα u F = [ N ] cos β h (8.2) Poté se zjistí reakce v kloubu a z normálové síly se určí třecí síla, která se ak musí zahrnout do síly, která nakláí celý mechanismus. F n = 0 G cosα F sin β R n = 0 Třecí síla F = F f tř n Tab. 8.3 Výsledky sila a reakcí F t = 0 G sinα F cos β R t = 0 (8.3) (8.4) α [ ] β [ ] Ft [N] F [N] Rn [N] Rt [N] R [N] F tř [N] Fc [N] 0 11, ,9-353, , , ,5-249, , ,25 0, ,9-215, , , ,4-144, , ,560-34,9-35, , , ,1 143, , /

59 Největší síla ůsobí ve šroubu v oloze kdy úhel α = 0 [ ], kdy ůsobí tato síla oačně než je na obr V oačné oloze α = 46 [ ] má síla menší hodnotu a směr odle obr Výočet čeu ro nakláěcí tyč Nakláěcí tyč je řievněna omocí čeů k vnitřní nakláěcí části ily a k matici omocí, které se nakláí. Síly otřebné ro nakláění jsou uvedena v tabulce tab Vybere se ta největší síla, která bude ůsobit na če. - v tomto říadě F c = F = 528 [N] - šířku c = 10 [mm] - materiál čeu volím Re tohoto materiálu je Re = 250 [MPa] - bezečnost ks = 2 Výočet minimálního růměrů čeu F 1, 25 c M o 2 16 F 1, 25 c Re σ o = = = σ = 3 Do W π o 3 d π d ks F 1, 25 c ks , d = 3 = 3 = 6,5 π Re π 250 Volí se z důvodu vyšší tuhosti růměr d = 20 [mm] [ mm] 1 F 1 (8.5) (8.6) Kontrola na ohyb (8.5) Od F 1, 25 c M o 2 16 F 1, 25 c σ o = = = 3 W π o 3 d π d ,25 10 = = 4, 2 3 [ MPa] π 20 Kontrola na střih F τ s = = = 0,84 2 π 2 d π 20 4 Redukované naětí [ MPa] (8.7) F c c 3 c M o 2 0 1,25c 1,5 c 1,25c F /2 F /2 F /2 F /2 Obr. 8.6 Schéma ůsobení sil na če σ σ τ HMH red = o + 3 S = 4, ,84 = 4, 4MPa (8.8) 2009/

60 Bezečnost k s = Re σ = 4,4 = HMH red (8.9) Kontrola měrného tlaku F 2 F 1 = = D c d 2 c d (8.10) F = = = 1,32MPa 2 c d Pro materiál => D = 100 MPa což vyhovuje [4] str. 83 Če je značně ředimenzován a to z toho důvodu, aby byl mechanismus dosti tuhý. Šroub, omocí kterého se vnitřní části nakláí, je navržen se značnou bezečností, a tudíž zde není jeho výočet uveden. 8.2 Stanovení sil v ředřezu V modelu se určily tři různé úhly α. Z modelu se zjistily odovídající úhly β. V modelu se také zjistí oloha těžiště a vzdálenosti. Je uveden ouze říklad výočtu, konkrétní výsledky byly vyočteny v exelu [22], výsledné hodnoty jsou uvedeny v tab a b Rt α Rn α G G L F Ft ß Obr. 8.7 Detail ředřezu Obr. 8.8 Schéma ůsobení sil F 2009/

61 - hmotnost m = 12,5 [kg] Tab. 8.4 Úhly nastavení ředrezu - tíha ředřezu G = 122,6[N] - vzdálenost a = 44 [mm] - vzdálenost b = 93 [mm] - vzdálenost L = 156,5 [mm] Nejdříve si vyočteme sílu ve F otřebnou ke zvedání G sinα b F cos β L + G cosα a = 0 (8.11) G cosα a + G sinα b F = [ N ] cos β L (8.12) Síla ůsobící na horní če F n = 0 α [ ] β [ ] G cosα F sin β R = 0 n (8.13) F t = 0 G sinα F cos β R = 0 (8.14) Výsledná síla ůsobící na če t R = R + R 2 2 t n (8.15) Tab. 8.5 Výsledné hodnoty ůsobících sil α [ ] β [ ] F [N] Rt [N] Rn [N] R [N] 50 20,000 82, , ,000 77,6007 5, ,000 71, , Výočet čeu ro zvedací tyč ředřezu Če se v tomto místě nekontroloval a to z důvodu zkušenosti z ředešlé kontroly čeu u nakláěcího mechanismu. V tomto místě jsou síly o dost menší, a roto se ředokládá, že navržený če bude lně vyhovovat s dostatečnou bezečností. Stejný říad se týká také šroubu, omocí kterého se ředřez zvedá. Zde se kontrola také nerováděla, rotože je tento šroub značně ředimenzován, roto by byl jeho výočet zbytečný. 2009/

62 8.3 Kontrola a návrh zvedání hlavního ilového kotouče Hlavní ilový kotouč se olohuje omocí kliky, kterou otáčíme výsuvnou kloubovou hřídel (obr. 8.9). Tato hřídel zde je oužita z důvodu toho že se rám nakláí a abychom zamezili nakláění kliky, tak se tento ohyb eliminuje touto hřídelí. Dále kloubová hřídel ohání šnekové soukolí a to otáčí šroubem, o kterém se ohybuje matice řievněná k zvedacímu mechanismu hlavního ohonu. Výsuvná kloubová hřídel 05GA35 od firmy T.E.A. Technik [18], (obr. 8.9) Obr. 8.9 Výsuvná kloubová hřídel Zvedací mechanismus je tak z řevodován, že jedna otáčka kliky se rovná zdvihu jednoho milimetru ily. (řevodový oměr šnekového soukolí je i = 5 [-] a stouání lichoběžníkového šroubů je 5 [mm]). Kluzné ouzdro Kloubová hřídel Šnekový řevod Šroub zvedání Vertikální vedení Obr zvedací mechanismus hlavního ilového kotouče 2009/

63 Pro kontrolu šroubu se nejdříve musí vyočítat ůsobení sil na ouzdra vedení a jejich třecí sílu v ouzdrech, která se zahrne k celkové síle ři kontrole šroubů. Vedení se zjednoduší a ředokládá se, že zvedací mechanismus je veden ouze v jednom z vedení, tudíž jsme na straně bezečnosti (obr. 8.11). - hmotnost m h = 36 [kg] Sa - vzdálenost A = 185 [mm] - vzdálenost B = 132 [mm] B Ftře A Celková tíha G = m g = 36 9,81 = 353[ N ] h h (8.16) Gh Sb Výočet reakcí Ftře M oha = 0 Obr Působení sil na vedení hlavního kotouče S A G B = 0 (8.17) b h S b Gh B = = = 252[ N ] A 185 (8.18) Reakce S a bude stejná jako S b Třecí síla v kluzném ouzdře bude: F = S f = = N tře a l 252 0,1 25, 2 (8.19) - tření v kluzném ouzdře f l = 0,1 odle katalogu výrobce kluzných ouzder SKF [10] Kontrola šroubu zvedání Z tabulek volím lichoběžníkový rovnoramenný jednochodý závit odle ČSN Tr 24 x 5 růměr d d 3 2 = 18,5mm = 21,5mm Síla v ose šroubů Osa šroubu je téměř totožná s osou vedení, a roto zjednodušeně můžeme konstatovat, že bude mít osová síla ve šroubu velikost odle vztahu (8.19). F = G + F = + = N o h tře , 2 403, 4 (8.20) 2009/

64 4 F 4 403,4 σ t = = = 1,5 π d o π 18,5 [ MPa] (8.21) f s = ocel ocel (mazané) 0,1 0,12 volím f s = 0,12 [3] str ψ = P arctan arctan 4, 234 π d = π 15 = 2 f s 0,12 ϕ = arctan = arctan = 7, 082 cos β / 2 cos15 (8.22) (8.23) ψ ϕ 4, 234 7, 082 odmínka samosvornosti vyhovuje 1 16 Fo tan ( ψ + ϕ ) d M , 4 tan ( 4, ,082) 21,5 Tz τ = = = = 0,7 W π d π 18,5 k red = t + 4 = 1, ,7 = 2,05 MPa σ σ τ [ MPa] (8.24) (8.25) k S = Re σ = 2,05 = red součinitel bezečnosti vyhovuje (8.26) Výočet výšky matice: D (8.27) - dovolený měrný tlak v závitu ohybového šroubu, ro ocel [4] str. 41, D = 20 [MPa] Nosná hloubka závitu H 1, d = 24mm D1 = 19mm H d D = = = 2,5 [ mm] (8.28) Počet závitu Fo z π d H 2 1 D z (8.29) Fo 403, 4 z 0,12 1 π = π 21,5 2,5 20 = d H 2 1 Výška matice h D h = z P = = mm m Výšku matice volím 30 mm. (8.30) 2009/

65 9 Závěr Dle zadání dilomové ráce byl vyracován návrh konstrukčního řešení formátovací ily. Úkolem bylo navrhnout ouze hlavní část formátovací ily. Výhledově se očítá s tím, že tato ila bude dolněna o řídavné a oděrné stoly. Tato ila bude sloužit hlavně na rozřezávání velkološného materiálu a masivu ze dřeva v domácím rovozu. Proto má návrh jednoduchou konstrukci, aby se docílilo co nejnižší ořizovací ceny za odmínky dodržet všechny nezbytné funkce formátovacích il. Konečný návrh formátovací ily můžeme vidět na obr Obr. 9.1 Model formátovací ily Konstrukce rámu a jednotlivých části ily jsou řevážně svařeny z tenkostěnných rofilů. Samotný formátovací stůl je svařen z hliníkových rofilů a následně oracován tak, aby slňoval ožadavky. Pojezd formátovacího stolu je realizován omocí tyčového vedení a ojezdových rolen. Dále jsou navrženy ohony, jak ro hlavní řezný kotouč, tak ro ředřezový kotouč. Pohon hlavního kotouče je realizován omocí 3 kw elektromotoru 1LA AA. Výkon na řezný kotouč se řenáší omocí dvou úzkých klínových řemenů SPZ Předřezový kotouč ohání elektromotor 1LA AA o výkonu 0,55 kw omocí drážkovaného řemene se 4 drážkami o délce 432 mm. Oba návrhy ohonů vycházeli z orovnání řezných arametrů il konkurence. Byly zvoleny nejčastěji oužívané arametry (tab. 9.1). Takto navržené ohony se oté zkontrolovaly, zda jejích výkon bude dostatečný ro řez materiálem a zda odovídá rychlost osuvu obrobku dooručeným hodnotám. Naínání řemenů je rováděno omocí šroubů, které ohybují s motorem a tím se řemeny naínají. 2009/