DOPRAVNÍK PRO DOPRAVU KOVOVÉHO ŠROTU CONVEYOR FOR TRANSPORT OF SCRAP METAL

Transkript

1 VYSOKÉ U ENÍ TECHNICKÉ V BRN BRNO UNIVERSITY O TECHNOLOGY AKULTA STROJNÍHO INŽENÝRSTVÍ ÚSTAV AUTOMOBILNÍHO A DOPRAVNÍHO INŽENÝRSTVÍ ACULTY O MECHANICAL ENGINEERING INSTITUTE O AUTOMOTIVE ENGINEERING ACULTY O MECHANICAL ENGINEERING DOPRAVNÍK PRO DOPRAVU KOVOVÉHO ŠROTU CONVEYOR OR TRANSPORT O SCRAP METAL BAKALÁ SKÁ PRÁCE BACHELOR S THESIS AUTOR PRÁCE AUTHOR VEDOUCÍ PRÁCE SUPERVISOR MILAN STRAŠÁK doc. Ing. MIROSLAV ŠKOPÁN, CSc. BRNO 009

2 Anotace Cílem této bakalářské práce je konstrukční řešení pásového dopravníku, který bude dopravovat předzpracovaný (nastříhaný) kovový šrot. Dopravník bude dosahovat výkonu 8 tun za hodinu a materiál bude dopraven do výšky, metrů. Tato výška postačí pro dopravování šrotu do odpadních kontejnerů. Práce je zaměřena především na návrh jednotlivých komponentů, výpočty hlavních rozměrů, funkčních výpočtů a pevnostních výpočtů. Výsledkem práce je možnost konstrukce dopravníku dle daného zadání. Klíčová slova Článkový dopravník, kovový šrot, pohon dopravníku, napínací zařízení. Annotation The purpose of this bachelor s thesis is design construction of conveyor, which will transport preprocessing (cutting) scrap metal. The conveyor will reach to capacity 8 tonnes per hour and material will be transported to height, metres. This height is sufficient for transporting scrap into waste container.the work is especially focused on design of particular components, calculations of main dimensions, functional calculations and strenght calculations. Attainment of this work is posibility construction of conveyor, by task. Key words Apron conveyor, metal scrap, conveyor drive, stretching device.

3 Bibliografická citace STRAŠÁK, M. Dopravník pro dopravu kovového šrotu. Brno: Vysoké učení technické v Brně, akulta strojního inženýrství, s. Vedoucí bakalářské práce doc. Ing. Miroslav Škopán, CSc.

4 Čestné prohlášení Prohlašuji, že jsem tuto bakalářskou práci vypracoval samostatně s využitím rad a poznatků vedoucího bakalářské práce pana doc. Ing. Miroslava Škopána CSc., jeho kolegů z Ústavu automobilního a dopravního inženýrství v Brně a na základě podkladů uvedených v seznamu použité literatury. V Brně,. října 009 Podpis 3

5 Poděkování Tímto děkuji zejména svému vedoucímu bakalářské práce doc. Ing. Miroslavu Škopánovi CSc. za odborné rady a ochotu při řešení této práce. V neposlední řadě děkuji také své rodině a blízkým za podporu během celého mého studia. 4

6 Obsah:. Úvod. 6. Návrh konstrukčního řešení... 6 Tažné elementy řetězy... 7 Řetězová kola 8 Dopravní pás. 8 Pohon dopravníku. 0 Napínání dopravního řetězu 0 Rám. 3. unkční výpočet Pevnostní výpočty Uvedení do provoz a údržba Závěr Seznam použitých zdrojů Seznam použitých symbolů Seznam příloh

7 . Úvod Dopravníky mají široké využití v různých odvětvích průmyslu. Dá se říci, že jsou komplexní funkcí a nutností moderní doby. Vhodnou realizací tohoto druhu dopravy do pracovního cyklu lze docílit zvýšení produkce, snížení namáhavé fyzické práce a náklady výroby. Tato zařízení jsou velice často součástí automatických a poloautomatických výrobních linek. Lze jimi dopravovat sypké, kusové, ale i kapalné materiály. Mezi velké přednosti těchto strojů patří zejména vysoký dopravovaný výkon, velké dopravované vzdálenosti, jednoduchá údržba zařízení, nízká spotřeba elektrické energie a často i vysoké rychlosti unášecího elementu. Dopravníky se mohou dělit do těchto skupin: - Pásové dopravníky - Článkové dopravníky - Korečkové elevátory - Redlery. Návrh konstrukčního řešení Dopravník bude sloužit jako mezičlánek mezi hydraulickými aligátorovými nůžkami (Obr. ) a velkoobjemovým odpadovým kontejnerem (Obr. ). Kontejnery se vyrábí v různých velikostech. Pro tuto práci byla vybrána velikost: (dxšxv) 3400x000x(000)mm. Lze je jednoduše převážet pomocí nákladních automobilů s kontejnerovým hákem. Hydraulické nůžky slouží hlavně pro stříhání kovových odpadů, ale dělí i dřevo, plasty a gumu. Zařízení dělí materiál s rychlostí 3,5 cyklů za minutu při jeho maximální síle 36 tun. Tato síla na stroji rozdělí např.: I-profil o velikosti 300 mm. Obr. Hydraulické aligátorové nůžky Obr. Velkoobjemový kontejner 6

8 VYSOKÉ UČENÍ TECHNICKÉ v BRNĚ Dopravník pro dopravu kovového odpadu bude dopravovat nadělený, předstříhaný materiál. Materiál bude na pás dopadávat od tvarově upraveného skluzu (viz obr. 3 a 4) stříhacího zařízení. Proto byla volena koncepce bez násypky na dopravníku. Obr. 3 a obr. 4 ukázka skluzu na nůžkách pro dělení šrotu Tažné elementy - řetězy Jako tažné elementy byly zvoleny dvě větve řetězů s unášeči tvaru L od Českého výrobce Řetězy Vamberk. Použité řetězy patří do kategorie dopravních řetězů, které se vyznačují velkou roztečí a volbou různých tvarů unášečů. Pro tuto práci byl zvolen řetěz typu MC 8, který splňuje normu ISO 977. V jedné větvi se nachází 6 článků tohoto typu řetězu. Maximální síla při jeho přetržení je 8 kn. Na bočních článcích jsou z jedné strany unášeče tvaru L o rozměrech 30x30x3 mm. Rozteč jednotlivých dutých čepů je 60 mm. Obr. 5 Články řetězu MC 8 s unašeči 7

9 Řetězová kola Hnací i hnaná řetězová kola jsou stejná. Mají pouze 6 zubů na roztečném průměru 30 mm. Jako materiál kol je volena litá uhlíková ocel dle ČSN Vlivem malé rychlosti pásu se řetězová kola otočí pouze 9,3 krát za minutu, což odpovídá rychlosti pásu 0,6 metrů za sekundu. Obr. 6 a obr. 7 Řetězová kola pro dopravní řetěz MC 8 Dopravní pás Jako dopravní pás byl zvolen pás ocelový článkový, který bude dobře odolávat ostrým hranám stříhaného materiálu (viz obrázek 8 a 9). Tvar těchto článků (obr. 0) byl navržen tak, aby bylo malé riziko zaklínění odpadu mezi jednotlivé pohybující se články. Tvar nosného plechu bude vyroben z oceli 53 lisováním a následným navařením bočního vedení a čepů kladek. Na těchto čepech jsou uložena kola s nákolkem pro vedení pásu. Z důvodu možnosti klouzání materiálu po pásu byl každý čtvrtý článek opatřen žebrem, které by tento problém mělo vyřešit. Bočnice dopravníku je součástí každého článku. Jeho výška je 70 mm od nosného plechu. Toto vedení není se směrem pohybu dopravovaného materiálu rovnoběžné (viz obrázek ). Šířka dopravního pásu je vlivem rozmanitosti odpadu 700 mm. Dopravní pás je jedním z nejtěžších částí celé konstrukce. 8

10 VYSOKÉ UČENÍ TECHNICKÉ v BRNĚ Obr. 8 a obr. 9 Ostré hrany stříhaného materiálu Obr. 0 a obr. Tvarové znázornění článků Obr. Šikmá žebra bočního vedení 9

11 Pohon dopravníku Jako pohon článkového dopravníku byla zvolena kombinace šnekové převodovky firmy TOS Znojmo a elektromotoru firmy SIEMENS. Parametry šnekové převodovky: - TYP: MRT00 - Výstupní otáčky n 9,3 s - - Výstupní moment M 386,5 Nm - Převodový poměr i 00 - Účinnost η c 8,7 % Parametry motoru SIEMENS: - TYP: LA7096-6AA - 6-ti pólový - Výkon P M, kw - Otáčky n 930 min - Obr. 3 Převodovka s elektromotorem Napínání dopravního řetězu Napínání řetězu je tvořeno napínacím šroubem, vedením a aretačními šrouby. Délka možného napínání je 34 mm, což odpovídá 5,3 % dopravní délky. Tento způsob napínání je levný a velice jednoduchý na údržbu. 0

12 Obr. 4 Napínací zařízení Rám Rám vyroben jako svarek zejména u U-profilů, obdélníkových a čtvercových trubek. Rám umožňuje změnu sklonu pomocí tří děr ve spodní části rámu. Zajišťuje tuhost a robustnost dopravníku.

13 Obr. 5 Rám dopravníku 3. unkční výpočet: Dle literatury [] a) Volba rychlosti článkového pásu: - Rychlost pásu je volena 0,6 m/s v p ( ) b) Stanovení šířky článkového pásu: - Pro dopravu kusového zboží platí: B C + (80 00)mm MAX B B 700 mm ( )

14 Délka stříhacích čelistí je 600 mm, proto bylo voleno C MAX 600 mm. - Dopravované množství kovového odpadu za hodinu: vp Q 3,6 mp t Q 3,6,73 Q 9,56 t hod p 0,6 0,64 Q Q Vyhovuje ( 3) požadované Byla zvolena průměrná vzdálenost dvou po sobě následujících kusů t p 0,64 m Průměrná hmotnost jednoho kusu materiálu je počítána m p,73 kg Obr. 6 schematické rozložení šrotu na dopravním pásu - Počet dopravovaných kusů za hodinu: vp i 3600 t i 3600 i 900 ks hod p 0,6 0,64 - ( 4 ) c) Výpočet řetězových kol: - Řetězová kola byla navržena pro tento dopravník stejná hnací i hnaná. 3

15 D D D t 80 sin z 0,6 80 sin 6 0,3 m 30 mm ( 5) - Otáčky řetězového kola: vp n π D n 0,59 ot s 0,6 n π 0,3-9,55 ot min - ( 6) d) Výpočet odporů proti pohybu: - Odpor k překonání dopravní výšky: q g H 33,95 9,8, 73,78 N q q q m t p p,73 0,64 33,95 kg m - ( 7 ) ( 8) - Odpor způsobený třením pásu v důsledku zatížení odpadem: µ q g L cosα 0, ,95 9,8 4,4 cos30 44,00 N ( 9) Úhel sklonu dopravníku od vodorovné roviny byl volen α 30 4

16 µ µ µ e+ fč r R k + 0, ,5 0,0347 k č ( 0) - Odpor způsobený třením pásu v důsledku vlastní hmotností: o Toto tření má pro obě větve stejnou velikost: 3h 3 3d µ 3 q g L cosα 3 0, ,75 9,8 4,4 cos30,49 N 3 ( ) L voleno 4,4 m dle obrázku 7 Hmotnost jednoho článku byla spočítána v progranu SolidWorks 008 m čl kg Rozteč řetězu byla volena dle řetězy typu MC 8 p ř 60 mm mčl q p q q ř 5 0,6 93,75 kg m - ( ) - Odpor napínací řetězové kladky: 4 0 N Napínání řetězu bylo voleno pomocí napínacích šroubů (viz. obrázek 4). ( 3) - Odpor shazovače: 5 0 N Shazovač na dopravníku nebyl volen. ( 4) - Odpor vlivem změny sklonu dopravníku: 6 0 N Pro tuto konstrukci není potřebná změna sklonu dopravníku. ( 5) 5

17 - Odpor pevného bočního vedení sloužícího jako ochrana proti případnému padání materiálu z pásu: 7 0 N Pro tuto konstrukci není potřebné pevné boční vedení z důvodu bočního vedení na článkách dopravníku. ( 6) - Odpor hnací řetězové kladky: dč dčř 8 fč3 + f T + T D D 8 8 ( ) 0,05 0,03 0,03 + 0,5 0,3 0,3 5,34 N ( 854,6+ 000) ( 7) e) Stanovení tahů v jednotlivých místech pásu: Obr. 7 Označení jednotlivých míst pásu - Bod : volím T T 000 N ( 8 ) MIN 6

18 - Bod 3: T T T T µ q ,035 93,75 9,8 3,8 93,75 9,8, 98,8 N g l v q g H ( 9) - Bod 4: T 98,8 N z důvodu absence napínací kladky ( 0) T4 3 - Bod : T T T 98,8 T 309,75 N 4 + ( q+ q ) ( H+ µ lv) 9,8 + ( 33,95+ 93,75) (,+ 0,0347 3,8) 9,8 ( ) - Potřebná napínací síla T + T Z 3 4 Z 98,8+ 98,8 Z 96,36 N ( ) f) Stanovení výkonu hnacího elektromotoru: - Hnací síla řetězové kladky: T T 309, ,75 N ( 3) - Výkon motoru musí překonat pasivní odpory na řetězové kladce: + 8 P v p η 09,75+ 5,34 P 0,6 0,5 P 686, W g) Pevnostní kontrola tažných orgánů: - Maximální síla v řetězech: Volen, kw elektromotor ( 4) 7

19 T T T max max max 80 Tstat + Tdyn T + 3 (q+ c q ) L R ω sin z 0, ,75+ 3 (33,95+ 93,75) 4,4 sin 6 353,6N ( 5) - Kontrola maximální síly v řetězech: dov Tmax k p 353, VYHOVUJE ( 6) Zrychlení a rychlost dopravního pásu: - Rychlost pro obecnou polohu φ: v v cos R ω cosωo v x x p ϕ 0,6 cosϕ ( 7) - Minimální rychlost pásu: v v cos v v min pásu min pásu min pásu p ϕ 0,6 cos30 0,4 m/s ϕ 30 ( 8) - Zrychlení řetězu pásu pro obecnou polohu: dvx ax Rω sinωi dt ( 9) - Maximální zrychlení řetězu pásu: Maximální zrychlení řetězu nastává při největších hodnotách sinωt tzn. při minimálních hodnotách rychlosti (viz obr. 8) 80 a xmax Rω sinα Rω sin z 80 a xmax 0,6 sin 6 ( 30 ) - a 0,08 m s xmax 8

20 Obr. 8 Grafické znázornění rychlostí a zrychlení řetězového kola 9

21 4. Pevnostní výpočty: a) Hnací hřídel: - Celková síla působící na hnanou hřídel: Obr 9. Znátornění sil působících na hnanou hřídel - Síla působící na hnanou hřídel: Hmotnost ozubeného kola vypočítána dle programu SolidWORKS 008 m kola 9,5 kg G G kola kola m kola g 9,5 9,8 G kola 93,N Průmět (dle obr. 9) ( 3) hnana hridel 85 N ( 3 ) 0

22 Obr. 0 Schéma hnané hřídele - Kde platí: l 83 mm d 50 mm l 588 mm d 60 mm l 3 67 mm d 3 43,8 mm kol kol kol kol kol kol hnana N hridel - Výsledné vnitřní účinky na hnaném hřídeli: ( 33 ) Obr. VVÚ hnané hřídele Velikost reakčních sil lož a lož : 0 : + lož lož kol kol 0 Mo_lož 0 : kol l+ kol l lož l3 0 ( 34 )

23 lož lož lož lož lož lož kol l + l l N kol + 85 N 3 kol kol lož ( 35 ) ( 36) Maximální ohybový moment na ose hřídele: Dle obrázku VVÚ bylo zjištěno, že maximální ohybový moment se nachází mezi působišti sil kol a kol. Výpočet maximálního ohybového momentu provedu v bodě působiště síly kol. M M M okol okol okol M omax 85 0,083 5,4 Nm lož l kol (l l ) lož (l 3 l ) ( 37 ) Modul průřezu v ohybu pro kruhový průřez: Do tohoto vztahu bude dosazen nejmenší průřezový průměr d 3 (viz obrázek 0) 3 π d3 Wo 3 W W o o 3 π 0, ,5 0 m 3 ( 38 ) Maximální ohybové napětí na ose hřídele: M okol σokol W σ σ okol okol o 5,4 6 8, Pa,9 MPa ( 39) Bezpečnost:

24 k k k o o o σ σ odov okol 70,9 36,8 ( 40) b) Kontrola napínací závitové tyče M0 - Kontrola napínací závitové tyče M0 na vzpěr d 6,933 mm vnitřní průměr závitu M0 materiál 373 Štíhlost závitové tyče: l λp 60 Tlak λ ivzp λf 60 Vzpěz dle literatury [] ( 4) i vzp J S π d 64 π d 4 4 d 6 i i vzp vzp 0, ,004 m ( 4) λ 0,34 0,004 λ 56f 60 tlak - Kontrola napínací závitové tyče M0 na tlak 3

25 Obr. VVÚ napínací závitové tyče Statický rozbor: Napínací síla: Z 96,4 N 0 : Z M 0 Z M 96,4 N ( 43) σ σ σ Z Z Z 4 S π d π d Š 4 96,4 4 π 0, Pa 0,9 MPa ( 44) Dovolené napětí pro materiál 373 dle literatury []: σ DOV 40 MPa Bezpečnost: σdov k σ k k 40 0,9 44,4 Vyhovuje ( 45) - Utahovací moment napínacího šroubu d 8,376 mm... dle literatury[] 4

26 α ZM dle literatury[] Úhel stoupání: P tgα π d α α α 0,005 arctg π 0,08376,48 Z arctg P π d Třecí úhel: f Z 0,... dle literatury fz tgϕz αzm cos 0, ϕz arctg 30 cos 5,9 ϕ Z [] fz ϕz arctg α cos ZM Optimální utahovací síla působící na středním průměru závitu: Z tgα + ϕ utah-opt utah-opt utah-opt 96,36 9 N ( Z Z) tg(,48 + 5,9 ) 5

27 Optimální utahovací moment: d M utah-opt utah-opt 0,08376 M utah-opt 9 M 0,7 Nm utah-opt Maximální možný utahovací moment pro napínací šroub: σ Z Z DOV MAX MAX ZMAX ZMAX σdov S Š N π d 4 S Š Maximální utahovací síla působící na středním průměru závitu: Z tgα + ϕ utah-max utah-max utah-max MAX 9008 tg 69 N ( Z Z) (,48 + 5,9 ) Maximální možný utahovací moment: d M utah-max utah-max 0,08376 M utah-max 69 M,7 Nm utah-max Při překročení maximálního utahovacího momentu by mohlo dojít k vybočení osy závitové tyče z přímého směru. 5. Uvedení do provozu a údržba Dopravník je nutné usadit na pevný podklad. Musí být zajištěn proti posunu. Elektrickou část smí zapojit pouze odborník. Pás musí být správně napnut. Po zapnutí dopravníku zkontrolovat směr otáčení. 6

28 Při jakékoliv údržbě, seřizování nebo opravách musí být stroj odpojený od elektrické energie. Všechna kuličková ložiska jsou bezúdržbová. Dbejte předpisů na údržbu dle výrobce motoru a převodovky. Každých 40 pracovních hodin proveďte kontrolu dotažení všech šroubů dopravníku a namazání dopravního řetězu vhodným tukem pro řetězy. 6. Závěr Ze zadaných parametrů jako je dopravní výkon, výška a maximální rozměry dopravovaného materiálu byly provedeny funkční výpočty. Dle těchto výpočtů jsme získali rozměrové hodnoty pásu a parametry pro určení převodovky a elektromotoru. Z důvodu plynulosti chodu byl zvolen elektromotor o výkonu,kw. Převodovka byla zvolená šneková, zejména kvůli vysokým převodovým poměrům. Technické požadavky pro konstrukci odpovídají normě ISO 40. Celková koncepce dopravníku je přizpůsobena prostředí, ve kterém bude zařízení používáno. Rám tvoří pevná svařovaná konstrukce převážně ze čtyřhranných trubek. Napínání pásu bylo voleno jednoduché pomocí napínacího šroubu a matice. Jako zajištění proti povolování slouží kontra matice a dvojice šroubů na bočnici rámu (viz obrázek 4). Byly provedeny kontrolní výpočty, u kterých je vysoká bezpečnost. 7

29 7. Seznam použitých zdrojů Literatura [] Vávra, P. a kol.,: Strojnické tabulky, Scientia 999 [] Gajdušek, J., Škopán, M.: Teorie dopravních a manipulačních zařízení, VUT Brno 988 [3] Kraus, O. a kol.: Inženýrská příručka pro stavbu strojů I. Díl, SNTL 96 [4] Kraus, O. a kol.: Inženýrská příručka pro stavbu strojů II. Díl, SNTL 96 [5] Cvekl, Z., Dražan,. a kol.: Teoretické základy transportních zařízení, SNTL 976 [6] Černoch, S.: Strojně technická příručka, svazek, SNTL 977 [7] Mynář, B., Špička, J.: Přednášky z předmětu Dopravní a manipulační zařízení, VUT Brno 007 Ostatní zdroje [] Řetězy Vamberk, [online] 008 Dostupné z: [] Blickle kola + kladky, [online] 009 Dostupné z: [3] Siemens, [online] 009 Dostupné z: ParamsPROD_ID%3D5Y&MLB&proxymall.automation.siemens.com&retURL% DE%guest%index.asp%3aktTab%3D5%6lang%3Dde%6nodeID%3D000000&la ngen [4] TOS Znojmo, [online] 009 Dostupné z: [5] eromat, [online] 009 Dostupné z: 8

30 8. Seznam použitých symbolů Značka Název Jednotka a xmax Maximální zrychlení pásu m s - B Šířka dopravního pásu mm c Korekční součinitel - C MAX Největší rozměr kusů ve směru kolmém na směru pohybu mm D Roztečný průměr řetězového kola m d Průměr na hnací hříteli (viz. obrázek 0) m d Průměr na hnací hříteli (viz. obrázek 0) m d Střední průměr závitu napínací závitové tyče m d 3 Průměr na hnací hříteli (viz. obrázek 0) m d č Průměr čepu hnací řetězky v ložiskách m d čř Průměr čepu řetězu m d Malý průměr závitu napínací závitové tyče m e Rameno valivého odporu mm Hnací síla řetězové kladky N Odpor k překonání dopravní výšky N f Součinitel tření v kloubu řetězu - Odpor způsobený třením pásu v důsledku zatížení odpadem N 3 Odpor způsobený třením v důsledku vlastní hmotnosti N 4 Odpor napínací řetězové kladky N 5 Odpor shazovače N 6 Odpor vlivem změny sklonu dopravníku N 7 Odpor pevného bočního vedení N 8 Odpor hnací řetězové kladky N f č Součinitel čepového tření v ložení kladek - dov Maximální dovolená síla v řetězu N hnaná_hřídel Celková síla působící na hnanou hřídel kol Síla jedna řetězového kola působící na hnanou hřídel N kol Síla dvě řetězového kola působící na hnanou hřídel N N 9

31 lož Síla působící na hnanou hřídel od ložiska N lož Síla působící na hnanou hřídel od ložiska N M Síla působící na závitovou tyč (viz. obrázek ) N utah-max Maximální utahovací síla na středním průměru závitu utah-opt Optimální utahovací síla na středním průměru závitu Z Síla působící na závitovou tyč (viz. obrázek ) N f z Součinitel tření v závitu - g Gravitační zrychlení m s - G kola Vertikální silové působení řetězového kola N H Vertikální výška dopravníku m i Počet dopravovaných kusů za hodinu ks hod - i vzp Poloměr setrvačnosti m J Kvadratický moment průřezu závitu m 4 k Součinitel respektující vliv tření nákolků kladek - k o Bezpečnost hnané hřídele na ohyb - k p Bezpečnost pásu - k Bezpečnost závitové tyče - L Pracovní délka dopravníku m l Vzdálenost na hnací hříteli (viz. obrázek 0) m l Vzdálenost na hnací hříteli (viz. obrázek 0) m l 3 Vzdálenost na hnací hříteli (viz. obrázek 0) m l v Vodorovná délka dopravníku m l Největší délka nezi podpěrami napínací závitové tyče m m čl Hmotnost článku kg m kola Hmotnost řetězového kola kg M okol Ohybový moment působící v místě prvního kola m P Hmotnost jednoho kusu kg M utah-max Maximální utahovací moment napínací závitové tyče M utah-opt Optimální utahovací moment napínací závitové tyče n Otáčky řetězového kola ot s - N N Nm Nm Nm 30

32 P Výkon motoru W p ř Rozteč řetězu m Q Dopravované množství za hodinu tun hod - q Hmotnost dopravovaného odpadu na jeden metr pásu kg m - q Hmotnost jednoho metru dopravního pásu kg m - R Poloměr roztečné kružnice m r č Poloměr čepu v ložiskách m R k Poloměr kladky m S Průřez závitu napínací závitové tyče m T Tahová síla pásu v bodě jedna (viz. obrázek 7) N T Tahová síla pásu v bodě dva (viz. obrázek 7) N T 3 Tahová síla pásu v bodě tři (viz. obrázek 7) N T 4 Tahová síla pásu v bodě čtyři (viz. obrázek 7) N T MAX Maximální síla v řetězech N t P Průměrná vzdálenost dvou po sobě následujících kusů m v min-pásu Minimální rychlost pásu v p Rychlost dopravního pásu m/s W o Průřezový modul v ohybu m 3 Z Napínací síla N z Počet zubů - Z MAX Maximální tlaková síla působící na závitovou tyč N α Sklon dopravníku vůči vodorovné poloze α ZM Úhel profilu závitu α Úhel stoupání závitu napínací závitové tyče η Účinnost převodového ústrojí - λ Štíhlost závitové tyče - μ Celkový součinitel odporu - σ DOV- Dovolené tlakové napětí napínací závitové tyče σ odov Dovolené ohybové napětí na hnané hřídeli σ okol Ohybové napětí působící v místě prvního kola m/s MPa MPa Mpa 3

33 σ Tlakové napětí v napínací závitové tyči MPa ϕ Úhel určující polohu řetězového kola ϕ Z Třecí úhel závitu napínacího ústrojí ω Úhlová rychlost řetězového kola rad s - 9. Seznam příloh Výkres sestavení ĆLÁNKOVÝ DOPRAVNÍK B. P. 3P 0/A Podsestava napínacího zařízení NAPÍNACÍ ZAŘÍZENÍ B. P. 3P 05/A3 Výrobní výkres řetězového kola ŘETĚZOVÉ KOLO DOPRAVNÍKU B. P. 3P 05 05/A3 3