MOSTOVÝ JEŘÁB - NÁVRH JEŘÁBOVÉ KOČKY

Transkript

1 VYSOKÉ UČENÍ TECHNICKÉ V BRNĚ BRNO UNIVERSITY OF TECHNOLOGY FAKULTA STROJNÍHO INŽENÝRSTVÍ ÚSTAV AUTOMOBILNÍHO A DOPRAVNÍHO INŽENÝRSTVÍ FACULTY OF MECHANICAL ENGINEERING INSTITUTE OF AUTOMOTIVE ENGINEERING MOSTOVÝ JEŘÁB - NÁVRH JEŘÁBOVÉ KOČKY OVERHEAD CRANE - DESIGN OF CRANE TROLLEY DIPLOMOVÁ PRÁCE MASTER'S THESIS AUTOR PRÁCE Bc. PETR BRZOBOHATÝ AUTHOR VEDOUCÍ PRÁCE SUPERVISOR BRNO 200 doc. Ing. MIROSLAV ŠKOPÁN, CSc.

2 Vysoké učení technické v Brně, Fakulta strojního inženýrství Ústav automobilního a dopravního inženýrství Akademický rok: 2009/200 ZADÁNÍ DIPLOMOVÉ PRÁCE student(ka): Bc. Petr Brzobohatý který/která studuje v magisterském navazujícím studijním programu obor: Automobilní a dopravní inženýrství (230T038) Ředitel ústavu Vám v souladu se zákonem č./998 o vysokých školách a se Studijním a zkušebním řádem VUT v Brně určuje následující téma diplomové práce: Mostový jeřáb - návrh jeřábové kočky v anglickém jazyce: Overhead crane - design of crane trolley Stručná charakteristika problematiky úkolu: Návrh zdvihového mechanismu čtyřkolové jeřábové kočky mostového jeřábu pro nosnost 200 t. Jeřáb pracuje v uzavřené hale. Základní technická data: Výška zdvihu 6 m rychlost zdvihu kočky 0,3 až 3 m.min- Zatřídění jeřábu H2, D, J4 Klasifikace mechanismu 2m (M5) Cíle diplomové práce: Vypracujte tech. zprávu obsahující zejména: - návrh lana a způsobu zalanování - návrh a výpočet pohonu zdvihu včetně pevnostní kontroly lanového bubnu - životnost ložisek, - další výpočty dle pokynů vedoucího DP Výkresová dokumentace: - sestava zařízení - podsestavy a dílenské výkresy dle pokynů vedoucího DP.

3 Seznam odborné literatury:. HOFFMANN, K., KRENN, E., TANKER, G.: Fördertechnik, ed. Oldenbourg Industrieverla, 2005, s. 240, ISBN-0: , ISBN-3: GAJDŮŠEK, J.; ŠKOPÁN, M.: Teorie dopravních a manipulačních zařízení, skripta VUT Brno, REMTA, F., KUPKA, L., DRAŽAN, F.: Jeřáby, 2., přeprac. a dopln. vyd., SNTL Praha, 975 Vedoucí diplomové práce: doc. Ing. Miroslav Škopán, CSc. Termín odevzdání diplomové práce je stanoven časovým plánem akademického roku 2009/200. V Brně, dne L.S. prof. Ing. Václav Píštěk, DrSc. Ředitel ústavu prof. RNDr. Miroslav Doupovec, CSc. Děkan fakulty

4 Abstrakt Diplomová práce se zabývá návrhem zdvihového mechanismu kočky mostového jeřábu o nosnosti 200 t. Hlavním cílem práce jsou návrhy a výpočty vybraných součástí mechanismu zdvihu a součástí se zdvihem bezprostředně souvisejících. Práce obsahuje návrhy prvků lanového systému, jako jsou lano, lanový buben, kladky, kladnice, návrhy prvků pohonu, jako motor, převodovka, brzda, spojka. Práce obsahuje také pevnostní výpočty některých komponentů. Součástí práce je i výkresová dokumentace. Abstract The diploma work deals with design of lifting mechanism of overhead crane trolley with a load capacity 200 t. The main objective is design and analysis of selected components of lifting mechanism and components which are directly associated with lifting mechanism. Work includes design elements of a rope system, such as rope, rope drum, sheaves, sheave block, elements of the proposals of propulsion, such as engine, transmission, brake, coupling. The work contains also strength calculations of some components and drawing documentation. Klíčová slova jeřáb, mostový jeřáb, kočka, zdvih, zdvihový mechanismus Keywords crane, overhead crane, crane trolley, hoist, lifting mechanism

5 Bibliografická citace BRZOBOHATÝ, P. Mostový jeřáb - návrh jeřábové kočky. Brno: Vysoké učení technické v Brně, Fakulta strojního inženýrství, s. Vedoucí diplomové práce doc. Ing. Miroslav Škopán, CSc.

6 Prohlášení Prohlašuji, že tato diplomová práce byla vypracována jako původní autorská práce s použitím uvedených zdrojů pod vedením doc. Ing. Miroslava Škopána, CSc. V Brně dne Petr Brzobohatý.

7 Poděkování Děkuji vedoucímu diplomové práce doc. Ing. Miroslavu Škopánovi, CSc a konzultantům firmy ITECO, především Ing. Jiřímu Švancarovi za odborné konzultace, vedení, cenné rady a informace které mi pomohly při tvorbě této diplomové práce.

8 Obsah ÚVOD... 2 ROZDĚLENÍ JEŘÁBŮ KLASIFIKACE JEŘÁBŮ PODLE KONSTRUKCE Jeřáb mostového typu Jeřáb s nosnými lany Jeřáb výložníkového typu KLASIFIKACE JEŘÁBŮ PODLE KONSTRUKCE PROSTŘEDKU PRO UCHOPENÍ BŘEMENE KLASIFIKACE JEŘÁBŮ PODLE MOŽNOSTI POJEZDU KLASIFIKACE JEŘÁBŮ PODLE DRUHU POHONU KLASIFIKACE JEŘÁBŮ PODLE STUPNĚ NATOČENÍ KLASIFIKACE JEŘÁBŮ PODLE ZPŮSOBU OSAZENÍ MOSTOVÉ JEŘÁBY Hlavní výhody Rozdělení mostových jeřábů dle ČSN Typy mostových jeřábů ZATŘÍDĚNÍ JEŘÁBU, URČENÍ SOUČINITELŮ URČENÍ DRUHU PROVOZU JEŘÁBU ZAŘAZENÍ OCELOVÉ KONSTRUKCE Časové využití jeřábu NÁVRH LANOVÉHO SYSTÉMU ZALANOVÁNÍ Lanový (kladkostrojový převod) CELKOVÉ ZATÍŽENÍ NÁVRH LANA DLE ČSN Účinnost lanového převodu Zatížení svislého lana Maximální dovolené napětí lana Skutečná bezpečnost lana NÁVRH LANA DLE ČSN ISO Součinitel výběru lana: Výpočet minimálního průměru lana Výpočet minimální únosnosti lana NÁVRH BUBNU A KLADEK DLE ČSN ISO NÁVRH BUBNU A KLADEK DLE ČSN Rozměry drážky a věnce kladky Rozměry drážky bubnu Délka navinutého lana na buben v jedné větvi

9 5.6.4 Počet závitů na jedné polovině bubnu Délka jedné poloviny závitové části bubnu Délka jedné poloviny závitové části bubnu včetně krajních závitů Celková délka bubnu NÁVRH UCHYCENÍ LAN NA BUBNU Zmenšená tažná síla lana Potřebná osová síla ve šroubech příložek Ohybový moment šroubů Plocha jádra šroubu Modul průřezu jádra šroubu v ohybu Celkové napětí ve šroubu NÁVRH UCHYCENÍ LAN NA RÁMU NÁVRH POHONU ZDVIHOVÉHO ÚSTROJÍ NÁVRH MOTORU Moment na bubnu Obvodová rychlost bubnu Otáčky bubnu Výkon na bubnu Předběžný výkon motoru Volba motoru NÁVRH PŘEVODOVKY Předběžný převodový poměr převodovky Výpočet převodovky Volba převodovky UPRAVENÉ PARAMETRY Výkon motoru s již známou účinností převodovky Skutečné otáčky bubnu Skutečný výkon na bubnu Moment bubnu redukovaný na hřídel motoru Skutečný výkon redukovaný na hřídel motoru Skutečná zdvihová rychlost KONTROLA MOTORU NA MOMENTOVOU PŘETÍŽITELNOST Celková účinnost zdvihu Doba rozběhu Setrvačný moment všech posuvných hmotností Setrvačný moment všech rotujících hmotností Rozběhový moment motoru Součinitel středního spouštěcího momentu Podmínka momentové přetížitelnosti Podmínka rozběhu motoru s měničem frekvence KONTROLA PŘEVODOVKY KONTROLA BRZDNÉHO MOMENTU BRZDY Statický moment břemena při brzdění

10 6.6.2 Doba brzdění Setrvačný moment všech posuvných hmotností při brzdění Setrvačný moment všech rotujících hmotností při brzdění Brzdný moment Skutečný ubrzděný moment Podmínka brzdy Statický moment brzdy Dynamický moment brzdy Volba brzdy Skutečná doba brzdění při spouštění Skutečná doba brzdění při zvedání KONTROLA PŘEVODOVKY NÁVRH MĚNIČE FREKVENCE NÁVRH SPOJENÍ PŘEVODOVKY S MOTOREM Výběr typu spojky Výběr velikosti Jmenovitý moment spojky za provozních podmínek Maximální moment přetížení Zatížení způsobené dynamickým namáháním Volba spojky NÁVRH SPOJENÍ PŘEVODOVKY S BUBNEM Pevnostní kontrola pláště bubnu Kontrola tloušťky čela bubnu Kontrola svaru bubnu NÁVRH ČEPU LANOVÉHO BUBNU Celkové statické zatížení působící na čep Návrh průměru čepu Návrh osazení čepu KONTROLA HŘÍDELE PŘEVODOVKY VVÚ Grafické znázornění VVÚ Kontrola nebezpečných průřezů na statické namáhání Kontrola nebezpečných průřezů na dynamické namáhání VYBRANÉ PEVNOSTNÍ VÝPOČTY NÁVRH ČEPU KLADEK V KLADNICI Maximální síla na čep od kladky Minimální síla na čep od kladky Návrh průměru čepu Kontrola nebezpečného průřezu na dynamické namáhání NÁVRH ČEPU KLADEK PEVNÝCH NÁVRH PŘÍČNÍKU Zatížení VVÚ

11 7.3.3 Kontrola nebezpečných průřezů KONTROLA BOČNIC NA OTLAČENÍ Tlak na vnější bočnice Tlak na vnitřní bočnice NÁVRH NOSNÍKU KLADEK Zatížení VVÚ Kontrola nebezpečných průřezů NÁVRH NOSNÍKU MOTORU Zatížení VVÚ Kontrola nebezpečného průřezu Posouzení bezpečnosti NÁVRH MOMENTOVÉ OPĚRY Zatížení VVÚ Kontrola nebezpečného průřezu Posouzení bezpečnosti VOLBA HÁKU NÁVRH LOŽISEK LOŽISKO ČEPU BUBNU Návrh druhu ložiska Zatížení Dynamické ekvivalentní zatížení Základní dynamická únosnost Typ LOŽISKA HŘÍDELE PŘEVODOVKY LOŽISKA KLADEK PEVNÝCH LOŽISKA KLADEK V KLADNICI LOŽISKO HÁKU ZÁVĚR... 0 SEZNAM POUŽITÝCH ZDROJŮ... 2 SEZNAM PŘÍLOH

12 Úvod Důležitým prvkem fungování různých odvětví průmyslu a významnou složkou výrobních procesů v závodech, na stavbách, v překladištích a na řadě dalších míst je doprava a manipulace s látkami, s materiálem, s obrobky i s hotovými výrobky. Stroje na dopravu látek se dají rozdělit na stroje přepravující látky plynné (ventilátory, kompresory, dmýchadla, vývěvy), látky kapalné (objemová čerpadla, odstředivá čerpadla, proudová čerpadla) a látky tuhé (navíjedla, zdviháky, visuté kočky, kladkostroje, výtahy, dopravníky, jeřáby). Jeřáby jsou dopravní zařízení, sloužící k dopravování břemen na požadovaná místa a vzdálenosti, k držení břemene ve výšce, k přemisťování břemen zdviháním, spouštěním, pojížděním, otáčením, nebo změnou vyložení, nejčastěji však kombinací několika těchto pohybů mezi místy pracovního pole jeřábu. Těchto úkonů dosahují v některých případech pouze svým otáčením, jindy jen nakláněním ale často pojížděním. Jeřáby jsou tedy zařízení, která se pohybují, a k jejich pohybu je potřeba tím větší práce, čím jsou samy těžší. Jeřáb se skládá ze strojní konstrukce a strojního zařízení. Konstrukce jeřábu může mít různé tvary, rozdílné tvary jsou například u jeřábů mostových, portálových, věžových atd. Strojní zařízení má několik mechanismů, které zajišťují příslušný pohyb jeřábu. Mezi základní požadavky na jejich konstrukci patří nízká hmotnost, malé rozměry součástí, účelné využití materiálu. Jedny z nejdůležitějších požadavků, kladených na jeřábová zařízení, jsou poměr dopravního výkonu ve vztahu k celkové hmotnosti (potřeba velkého dopravního výkonu a co nejnižší hmotnosti), jednoduchost ovládání, ekonomické náklady vložené do zařízení s čímž souvisí vhodná volba normalizovaných a typizovaných zařízení, částí a komponentů a také zejména požadavky na spolehlivý, bezpečný a ekologický provoz. U zařízení pracujících cyklicky, závisí dopravní výkon na množství práce, vykonané v jednom pracovním cyklu a na počtu cyklů uskutečněných v časové jednotce. Moderní zařízení lze ovládat dálkově, z jednoho nebo více míst, což má význam zejména při přesném usazování břemen, především do míst, kam jeřábník ze svého stanoviště nevidí. Důležitým ekonomickým faktorem je i urychlení a zhospodárnění výroby a údržby zdvihacích zařízení, dosažitelné normalizací a typizací součástí a montážních skupin. Spolehlivý, bezpečný a ekologický provoz zajišťují kontrolní přístroje a zařízení, jež působí tehdy, jestliže lidská obsluha stroje z jakýchkoli důvodů selže. S tím souvisí i neustále rozšiřující se automatizace obsluhy. []

13 2 Rozdělení jeřábů Rozdělení jeřábů dle ČSN ISO 4306-: 2. Klasifikace jeřábů podle konstrukce Druh jeřábu určuje zejména jeho nosná konstrukce, udávající i jeho celkový tvar. Základním rozdělením je, zda jsou jeřáby vyrobeny z plnostěnných profilů, příhradových soustav, nebo těchto kombinací. 2.. Jeřáb mostového typu Jeřáb s prostředkem na uchopení břemena zavěšeným na kočce, kladkostroji nebo na výložníkové nástavbě, která se pohybuje po mostě Mostový jeřáb Jeřáb mostového typu, jehož most se opírá podvozky přímo o jeřábovou dráhu Portálový mostový jeřáb Jeřáb mostového typu, jehož most se opírá o jeřábovou dráhu pomocí podpěr (noh) Poloportálový mostový jeřáb Jeřáb mostového typu, jehož most se opírá o jeřábovou dráhu z jedné strany bezprostředně a z druhé strany pomocí podpěry (nohy) Jeřáb s nosnými lany Lanový jeřáb Mostový lanový jeřáb 2..3 Jeřáb výložníkového typu Portálový otočný jeřáb Poloportálový otočný jeřáb Mobilní jeřáb Stožárový jeřáb Derikový jeřáb Stožárový jeřáb s pevnou podpěrou 2

14 Věžový jeřáb Železniční jeřáb Plovoucí jeřáb Palubní jeřáb Konzolový jeřáb Sloupový konzolový jeřáb Pojízdný konzolový jeřáb Bicyklový jeřáb 2.2 Klasifikace jeřábů podle konstrukce prostředku pro uchopení břemene Jeřáb s hákem Drapákový jeřáb Magnetový jeřáb Korýtko-magnetový jeřáb Korýtko-drapákový jeřáb Korýtko-zavážecí jeřáb Mostový stohovací jeřáb Slévárenský jeřáb Sázecí jeřáb Kovací jeřáb Stripovací jeřáb Hlubinný jeřáb 2.3 Klasifikace jeřábů podle možnosti pojezdu Stacionární jeřáb Šplhací jeřáb Přemístitelný jeřáb Radiální jeřáb Pojízdný jeřáb Samohybný jeřáb Přívěsný jeřáb 2.4 Klasifikace jeřábů podle druhu pohonu Ruční jeřáb Elektrický jeřáb Hydraulický jeřáb 2.5 Klasifikace jeřábů podle stupně natočení Otočný jeřáb Částečně otočný jeřáb Plně otočný jeřáb Neotočný jeřáb 2.6 Klasifikace jeřábů podle způsobu osazení Podpěrný jeřáb Podvěsný jeřáb 3

15 2.7 Mostové jeřáby Mostové jeřáby jsou nejčastěji používaným manipulačním prostředkem ve výrobních halách a dílnách, skladištích nebo skládkách. Jsou pružné a k manipulaci využívají místo nad podlahou haly čímž nevadí jinému provozu. Mostové jeřáby sestávají z pojezdového mostu, z jeřábové dráhy a kočky. Jeřábový most pojíždí po jeřábové dráze uložené na zdech budovy, nebo na ocelové nosné konstrukci. Kočka je pojízdné zdvihadlo, u něhož se břemeno zdvihá pod úrovní jeho jízdní dráhy. Kočka může tedy i s břemenem pojíždět kolmo k jeřábové dráze za součastného pohybu mostu. Nese své vlastní zdvihací zařízení nebo i více zdvihacích zařízení, má i své vlastní zařízení pro pojezd. Kočka je schopna dosáhnout na kterékoliv místo v obdélníku, jehož délka je dána délkou jeřábové dráhy a šířka rozpětím mostu Hlavní výhody pohyb po celém prostoru haly maximální využití prostoru haly vysoká nosnost oproti jiným jeřábům zvýšení hospodárnosti toku materiálu Rozdělení mostových jeřábů dle ČSN Jednonosníkové jeřáby Dvounosníkové jeřáby Mostové jeřáby s příhradovou konstrukcí Mostové jeřáby se skříňovým nosníkem Mostové jeřáby s plnostěnným nosníkem Typy mostových jeřábů M. j. s hákem M. j. s drapákem M. j. s jednokolejnicovým zdvihadlem M. j. s podvěsným výložníkem M. j. s podvěsným otočným výložníkem M. j. s podvěsnou otočnou kočkou Pojízdný most s otočným výložníkovým jeřábem M. j. stohovací M. j. kovací M. j. licí M. j. korýtkový M. j. beranidlový M. j. kokilový M. j. stripovací M. j. klešťový M. j. sázecí 4

16 M. j. se sklopným hákem M. j. šrotišťový M. j. chapadlový M. j. sázecí ingotový M. j. magnetový M. j. s kruhovým pojezdem Podle druhu pohonu bývají tyto jeřáby nejčastěji elektrické, s mechanickými nebo hydraulickými převody. Podle pracovního místa mohou být dílenské, montážní, nádvorní, hutní apod. Nosné konstrukce mostů bývají obvykle z válcovaných profilů I, U, z plnostěnných nosníků, skříňových nosníků anebo příhradových konstrukcí. 3 Zatřídění jeřábu, určení součinitelů Norma ČSN Navrhování ocelových konstrukcí jeřábů. Výpočet podle mezních stavů popisuje toto rozdělení: Zatížení od břemena: druh provozu jeřábu: D: Jeřáby, které slouží k občasnému přemisťování stejných břemen známé hmotnosti. Jeřáby v provozech, kde se může vyskytnout břemeno vyšší hmotnosti, než je nosnost jeřábu. Potom součinitel zatížení od jmenovitého břemena,2. Tento součinitel vyjadřuje náhodné zvětšení jmenovitého břemena při provozu, způsobené například zachycením břemena, nepřesným stanovením hmotnosti zdvíhaného břemena, přeplněním drapáku apod. Zatížení od svislých setrvačných sil: zdvihová třída: H2: Účinek dynamických sil vznikajících zvedáním nebo spouštěním břemena se zahrne spolu s jeho statickým účinkem do výpočtu tak, že zatížení od celkového břemena se násobí dynamickým součinitelem zdvihovým určí například ze vzorce 2 0, 0,3 0,05 0, 0,3. Hodnota pro mostové jeřáby se.,23,23 2 součinitel zdvihové třídy, určen podle zdvihové třídy H2 Rychlost zdvihu pro předpoklad horších účinků volena nejvyšší. 5

17 provozní skupina: J4 Podle těchto zatřídění D, H2, J4 norma jeřáb popisuje jako jeřáb kontejnerový-v případě občasného využití", potom spektrum napětí: S3 Součinitele a se použijí ve výpočtu součástí souvisejících s nosnou konstrukcí tak, že se jimi vynásobí hmotnost (/síla / napětí) příslušných součástí. 4 Určení druhu provozu jeřábu Druh provozu jeřábu se určí podle času, který jeřáb vykonává práci a podle zatížení jeřábu. Výpočet proveden dle []. 4. Zařazení ocelové konstrukce 4.. Časové využití jeřábu č. 0 0, ,833 č. 0 skutečná pracovní doba jeřábu za den (předpoklad) 2 celková pracovní doba jeřábu za den (předpoklad) 4... Počet pracovních cyklů za rok , ,8 ů počet pracovních dnů v roce (předpoklad) počet pracovních cyklů za hodinu (předpoklad) Poměrné zatížení Poměrné zatížení q je poměr průměrného zatížení mechanismu k celkovému zatížení při jmenovitém břemeni, vyjádřený v procentech. 6

18 % průměrná hmotnost břemena (předpoklad) hmotnost normovaného břemena (dáno) Dynamické účinky Dynamické účinky při pracovních pohybech jsou závislé na pracovních rychlostech. Určení ze srovnávací tabulky: Srovnávací čísla: 2+2+2=6 Skupina jeřábů II, provoz STŘEDNÍ 5 Návrh lanového systému 5. Zalanování Vedení lan bylo zvoleno 6/2, tj. z lanového bubnu se odvíjí 2 lana uchycená na bubnu pomocí 2x6 lanových příložek. Druhý konec lan je uchycen na rámu kočky v nosiči kladek pomocí 2 klínových objímek. Lana jsou vedena přes kladnici o 2x4 kladkách a přes 2x3 pevných kladek uložených v nosiči kladek. Břemeno je celkově neseno na 6 průřezech lana. Obr. Návrh zalanování 7

19 5.. Lanový (kladkostrojový převod) celkový počet nosných průřezů lan (voleno) 2 počet větví lanového převodu, tj. počet navíjených konců lan na buben (voleno) 5.2 Celkové zatížení hmotnost stálého břemena (předpokládaná hmotnost kladnice a jejích součástí, podle ČSN se vlastní hmotnost lana neuvažuje, pokud zdvih je méně než 20 m) (předpoklad) 5.3 Návrh lana dle ČSN Účinnost lanového převodu 6 0,98 8 0,98 0,933 0,98 0,933 účinnost pro uložení kladky na pevné ose na valivých ložiskách (tyto jsou volena) Zatížení svislého lana 7 8

20 , , , ,794 gravitační zrychlení Lano z bubnu na volné kladky kladnice nebude úplně svislé, čímž se zatěžující síla působící na lano zvýší, což ale zohledněno v bezpečnosti lana. Dle ČSN EN se přídavné síly vzniklé odklonem lana z bubnu a kladek nemusí zohledňovat, pokud všechny úhly mezi jednotlivými lany a vertikálou jsou menší nebo rovny než 22,5, v případě nejvyšší polohy háku Maximální dovolené napětí lana Zvoleno lano: Casar Stratoplast s parametry: lano kroutivé, 8-pramenné jmenovitý průměr lana 32 skutečná pevnost lana jmenovitá pevnost lana jmenovitá pevnost drátů 770 Obr. 2 Lano Stratoplast [7] Výběr správného lana proveden dle Obr

21 podmínka k=5 VYHOVUJE součinitel bezpečnosti lana (volen) Součinitel bezpečnosti lana volen dle 76/2008 Sb. Nařízení vlády o technických požadavcích na strojní zařízení, v souladu s evropskou směrnicí pro strojní zařízení Je uvedeno: Součinitel bezpečnosti lan a jejich zakončení musí být zvolen tak, aby byla zaručena odpovídající úroveň bezpečnosti; hodnota součinitele je zpravidla rovna Skutečná bezpečnost lana ,59 5,59 podmínka 5,59 5 VYHOVUJE 5.4 Návrh lana dle ČSN ISO Součinitel výběru lana: 4,5 0, ,085 0,085 4,5 K=0,356 součinitel bezpečnosti lana (volen podle klasifikace mechanismu M5) empirický součinitel pro minimální únosnost lana (zjištěn od výrobce lana) 20

22 5.4.2 Výpočet minimálního průměru lana 2 0, ,05 3,05 0,085 součinitel výběru lana Jmenovitý průměr vybraného lana musí být v rozsahu až, Výpočet minimální únosnosti lana , podmínka VYHOVUJE Voleno lano 32 způsobům výpočtu. dle prvního způsobu výpočtu. Toto lano vyhovuje oběma 5.5 Návrh bubnu a kladek dle ČSN ISO ,95 3,05 530, , ,95 3,05 589,95 589,95 0, , ,2 7,2 0, ,88 6,88 8 součinitel výběru pro buben (dle M5) 20 součinitel výběru pro kladku (dle M5) 0,95 součinitel typu lana 2

23 5.6 Návrh bubnu a kladek dle ČSN součinitel pro kladky závislý na druhu kladky a na skupině jeřábu (I-IV) 20 součinitel pro bubny na skupině jeřábu (I-IV) 24 součinitel pro kladky závislý na druhu kladky a na skupině jeřábu (I-IV), zvýšený o 2 22 součinitel pro bubny na skupině jeřábu (I-IV), zvýšený o 2 hodnoty nezvýšeny o 2, protože lano na druhou kladku nenabíhá v opačném směru (volím zalanování s jednosměrným ohybem lana) hodnoty zvýšeny o 2, protože lano probíhá přes větší počet kladek než 2 hodnoty nezvýšeny o 2, protože lano není z drátů o pevnosti větší než 770 MPa Od teoretického průměru kladky se odečte průměr lana a hodnota se zaokrouhlí na nejbližší vyšší normalizovaný průměr mm teoretický průměr vodící kladky měřený v ose lana, s odečtením průměru lana zvolený nejbližší vyšší normalizovaný průměr vodící kladky zvolený druhý nejbližší vyšší normalizovaný průměr bubnu (z důvodu menšího uvažovaného namáhání lana na ohyb, z důvodů konstrukčních) 22

24 Volen návrh roztečných průměrů kladek a bubnu dle druhého výpočtu z důvodu větších průměrů, tím menšího namáhání lana na ohyb a delší životnosti lana Rozměry drážky a věnce kladky 7 poloměr lanové drážky 82 šířka lanové drážky 54 hloubka lanové drážky 2 výška osazení lanové drážky,5 zkosení lanové drážky Obr. 3 Rozměry drážky kladky Rozměry jsou v normě ČSN uvedeny pro lano o průměru 3,5 mm. Dle konzultace s výrobcem lana - Metallan, je možné brát rozměry kladek a bubnu pro lano o průměru 3,5 mm, i když jmenovitý průměr lana je 32 mm. Podle katalogu CASAR je ideální drážka kladky o 6% větší než lano viz obr

25 Obr. 4 Ideální drážka kladky [8] Kontrola: , ,25 % VYHOVUJE 24

26 Obr. 6 Navržená kladka Rozměry drážky bubnu 7 poloměr lanové drážky (závitu) 9 výška závitu 35 stoupání závitu 4,5 poloměr zaoblení závitu 0,8 empirický vztah pro výpočet předběžné tloušťky stěny bubnu (platí pro svařované bubny) 0, ,6 25,6 předběžná tloušťka stěny bubnu 25

27 Obr. 7 Rozměry drážky bubnu Délka navinutého lana na buben v jedné větvi lanový převod 6 výška zdvihu Počet závitů na jedné polovině bubnu ,8 53,929 zvoleno 22 53, závitů Délka jedné poloviny závitové části bubnu

28 5.6.6 Délka jedné poloviny závitové části bubnu včetně krajních závitů počet závitů na jedné polovině bubnu 35 stoupání závitu skutečná délka navinutého lana na straně bubnu: Celková délka bubnu délka jedné poloviny závitové části bubnu 50 délka jedné poloviny krajní části bubnu určené pro příložky 80 délka prostřední části bubnu Obr. 8 Délkové rozměry bubnu 5.7 Návrh uchycení lan na bubnu Dle ČSN EN má být uchycení lana na lanovém bubnu provedeno takovým způsobem, aby přeneslo nejméně 2,5 násobek statické síly, která v laně zůstane při zohlednění účinku tření navinutí na bubnu při zatížení břemenem o nosnosti kladkostroje. Před bodem upevnění musí zůstat nejméně 2 závity lana. Pro uchycení lan na bubnu byly navrženy lanové příložky podle literatury []. Lanové příložky slouží k uchycení lana na hladkou část obvodu bubnu, přičemž je využito několikanásobné opásání lana okolo bubnu. 27

29 Obr. 9 Uchycení lana na bubnu pomocí příložek a 0 mm d M30 b 80 mm e 70 mm c 30 mm f 30 mm d 33 mm r 4 mm Obr. 0 Příložka pro uchycení lana na bubnu 28

30 Při výpočtu se musí uvažovat zmenšení tažné síly lana s přihlédnutím k rezervním závitům. Proto pak v místě uchycení bude: 5.7. Zmenšená tažná síla lana , 20554, ,78 0, největší tah v laně Eulerovo číslo 0,5 součinitel tření mezi lanem a bubnem, dle ČSN EN se koeficient tření mezi drátěným lanem a bubnem předpokládá 2 3 0,; voleno 0, úhel opásání počet rezervních závitů na bubnu, které se nesmí nikdy odmotat, by měl být 2 3; voleno 3 Obr. Síly v rezervních závitech lana 29

31 5.7.2 Potřebná osová síla ve šroubech příložek, ,62 0, , Ohybový moment šroubů , , délka ramena ohybu části šroubu od středu lana ke středu stěny bubnu viz obr Plocha jádra šroubu , ,874 4, průměr jádra šroubu M30 dle [2] Modul průřezu jádra šroubu v ohybu , ,98,

32 5.7.6 Celkové napětí ve šroubu Jedná se o celkové napětí v šroubu při použití 6 příložek. Dle [] se vždy dávají nejméně dvě příložky ve vzdálenosti 5 voleno 6 příložek., kde je průměr šroubu. Z důvodu větší bezpečnosti , , ,2 počet šroubů v příložkách; voleno 6 Dle [] se dovolené namáhání doporučuje volit vzhledem k bezpečnosti š 2,5. Zvolen závrtný šroub do oceli M30x200 ČSN [2] jmenovité pevnostní třídy minimálně 8.8 š 640. š 640 2, podmínka VYHOVUJE Výztužný kroužek, který by měl být vložen uvnitř bubnu pro dostatečné přitáhnutí šroubů, v tomto případě nebyl použit, protože samotná tloušťka stěny bubnu dostatečně nahrazuje výšku matice (výška příslušné matice pro šroub M30 je asi 24 mm, tloušťka stěny bubnu v místě šroubu je 46 mm. S přihlédnutím k tomu, že je stěna vyrobena z horšího materiálu než matice, tloušťka stěny je považována za dostatečnou). 5.8 Návrh uchycení lan na rámu Pro uchycení lan na rámu kočky byly zvoleny klínové objímky dle ČSN EN 34-6+A. Konkrétně nesymetrická klínová vidlicová objímka s odlévaným tělem objímky-návrh 2, jmenovité velikosti 32. 3

33 Obr. 2 Uchycení lan na rámu 6 Návrh pohonu zdvihového ústrojí Návrh byl proveden za pomocí literatury [5]. Obr. 3 Schéma pohonu zdvihového ústrojí 32

34 6. Návrh motoru 6.. Moment na bubnu , , Obvodová rychlost bubnu Obvodová rychlost bubnu musí být 8 x vyšší než požadovaná největší rychlost zdvihu, protože polovina bubnu drží na 8 průřezech lan ,05 0,4 0,4 3 0,05 rychlost zdvihu (nejvyšší) 6..3 Otáčky bubnu 2 0,4 0,8 0, ,59 úhlová rychlost bubnu 0,4 obvodová rychlost bubnu 6..4 Výkon na bubnu Výkon se započítanou účinností lanového převodu , ,767 33

35 Předběžný výkon motoru Výkon se započítanou účinností lanového převodu, účinností bubnu na valivých ložiskách, a předpokládanou účinností převodovky ,96 0, ,772 0,96 účinnost pro buben uložený na valivých ložiskách dle [5] 0,95 předpokládaná účinnost pro převodovku dle [5]; voleno 0, Volba motoru Zvolen motor Siemens, typ LG6 38, označení LG6 38-6AA90-Z H64+K82+LB s parametry: jmenovitý výkon 60 jmenovité otáčky 990 jmenovitý moment 543 záběrový moment moment zvratu jmenovitý proud 280 moment setrvačnosti 5,4 celková hmotnost velikost motoru počet pólů poměr momentu zvratu ku jmenovitému ř 400 ~450 35L 6 3, Provedení a vybavení motoru: třífázový asynchronní motor s kotvou nakrátko, patkový, cizí chlazení, snímač otáček, stavěcí brzda s ručním odbrzděním. 34

36 Obr. 4 Motor zdvihu Motor lze použít v běžném prostředí tj. -20 až +40 C, do 000 m.n.m, bez významnější ztráty jeho hlavních parametrů [siemens]. Motor řízen změnou kmitočtu-měničem frekvence. Jedná se o moderní způsob, kdy nedochází k proudovým rázům. 6.2 Návrh převodovky 6.2. Předběžný převodový poměr převodovky Tj. převod mezi motorem a bubnem. 38 6,5 0, , ,59 6,5 otáčky motoru otáčky bubnu Výpočet převodovky Převodovky byla zvolena od firmy STM. Výběr převodovky byl proveden dle katalogu výrobce [23]: 35

37 ,25, součinitel vstupní rychlosti,25 součinitel provozu,2 součinitel vytížení, součinitel spolehlivosti předběžný výkon motoru výkon přenášený převodovkou , moment na bubnu moment na pomaluběžném hřídeli převodovky Volba převodovky 04, a předchozí dvě podmínky zvolena paralelní třístupňová převodovka STM, Pro typ High Tech RXP3 824 s parametry: otáčky rychloběžného hřídele 000 otáčky pomaluběžného hřídele 9, 2200 maximální otáčky rychloběžného hřídele převodový poměr převodovky 0 přenášený výkon 79 moment na pomaluběžném hřídeli 77 účinnost převodovky 0,94 dovolené radiální zatížení ložiska rychloběžného hřídele 44 dovolené radiální zatížení ložiska pomaluběžného hřídele 200 moment setrvačnosti hmotnost převodovka má dutý pomaluběžný hřídel 0,52 0,

38 Obr. 5 Převodovka zdvihu 6.3 Upravené parametry 6.3. Výkon motoru s již známou účinností převodovky Výkon redukovaný na hřídel motoru ,96 0, ,833 podmínka VYHOVUJE podmínka VYHOVUJE Výkon se ze 9 kw změnil na 20 kw, tato změna nemá vliv na výběr převodovky Skutečné otáčky bubnu 42 37

39 , Skutečný výkon na bubnu , , Moment bubnu redukovaný na hřídel motoru ,96 0, , Skutečný výkon redukovaný na hřídel motoru ,96 0, , Skutečná zdvihová rychlost 2 2 0,5 8 0, , ,047 2,827 Dle [5] by se mělo zkontrolovat zda skutečná zdvihová rychlost se neliší od zadané zdvihové rychlosti o více jak 6 % % 47 38

40 2, ,767 % 6 % 00 5,767 VYHOVUJE Jinou možností je, aby byl přesně splněn požadavek na zdvihovou rychlost, zvýšit otáčky motoru pomocí měniče frekvence na otáčky zaručující požadovanou zdvihovou rychlost: 48 0,59 0 7,49 7, Pokud by motor běžel v těchto otáčkách, platil by jako skutečný výkon na bubnu výkon a jako skutečný výkon redukovaný na hřídel motoru výkon. Je třeba ale přihlédnout k tomu, že při zvýšení otáček motoru, motor bude odebírat větší příkon. 6.4 Kontrola motoru na momentovou přetížitelnost Když se břemeno uvádí do zvedacího pohybu, motor musí překonávat odpory dané momenty a pasivními odpory, provádí se kontrola rozběhového momentu. Rozběhový moment motoru během rozběhu musí být dostatečně velký, aby mohl překonat statický moment břemena, redukovaný na hřídel motoru, setrvačný moment všech posuvných hmotností soustavy, redukovaný na hřídel motoru a setrvačný moment všech rotujících hmotností soustavy, redukovaný na hřídel motoru. Výpočet proveden za pomoci [5] Celková účinnost zdvihu 49 0,933 0,96 0,94 0,842 0,842 0,933 účinnost lanového převodu 0,96 účinnost pro buben uložený na valivých ložiskách 0,94 účinnost převodovky 39

41 6.4.2 Statický moment břemena ,8 0, , Doba rozběhu 5 0,047 0,025,885,885 0,047 skutečná zdvihová rychlost 0,025 zdvihové zrychlení (voleno), odpovídá dosažení plné rychlosti zdvihu na dráze asi 5 cm Setrvačný moment všech posuvných hmotností 52 0,047 9,8, ,773 2, Setrvačný moment všech rotujících hmotností 2,4 5, ,5,885 45,

42 ,4 koeficient zahrnující do výpočtu ostatní momenty setrvačnosti (převodovka, buben, brzda, atd.) [5],885 doba rozběhu Rozběhový moment motoru , , statický moment břemena 2,773 setrvačný moment všech posuvných hmotností 46 setrvačný moment všech rotujících hmotností Součinitel středního spouštěcího momentu, 2 3,, 2 2, 55 2, 3, poměr momentu zvratu ku jmenovitému momentu motoru Podmínka momentové přetížitelnosti , , VYHOVUJE potřebný rozběhový moment motoru jmenovitý moment motoru součinitel středního spouštěcího momentu Podmínka rozběhu motoru s měničem frekvence Dle konzultace ve firmě Iteco a podle ČSN EN a také ČSN EN by měla pro motor rozbíhaný měničem frekvence platit podmínka: 4

43 , ,44 57,44,4 VYHOVUJE 543 jmenovitý moment motoru 09 moment bubnu redukovaný na hřídel motoru 6.5 Kontrola převodovky Výstupní pomaluběžný hřídel převodovky překonává jen moment na bubnu a pasivní odpor bubnu, který je uložený na valivých ložiskách , , ,667 VYHOVUJE přípustný moment na pomaluběžném hřídeli převodovky Radiální zatížení ložisek je v povolených mezích převodovky. 6.6 Kontrola brzdného momentu brzdy Když se břemeno uvádí do brzdného pohybu, brzda musí překonávat odpory dané momenty a pasivní odpory jí naopak při brzdění pomáhají. Brzdný moment brzdy během brzdění musí být dostatečně velký, aby mohl překonat statický moment břemena při brzdění, redukovaný na hřídel brzdy, setrvačný moment všech posuvných hmotností soustavy při brzdění, redukovaný na hřídel brzdy a setrvačný moment všech rotujících hmotností soustavy při brzdění, redukovaný na hřídel brzdy Statický moment břemena při brzdění Pasivní odpory zde naopak brzdě pomáhají. 42

44 ,8 0,8 0, , Doba brzdění 60 0,047 0,025,885,885 0,047 skutečná zdvihová rychlost 0,025 brzdné zrychlení (voleno), odpovídá zastavení z plné rychlosti zdvihu na dráze asi 5 cm Setrvačný moment všech posuvných hmotností při brzdění 0, ,8,885, ,965 statický moment břemena při brzdění 0,047 9,8 6 skutečná zdvihová rychlost gravitační zrychlení,885 doba brzdění Setrvačný moment všech rotujících hmotností při brzdění 2,4 5,4 2 6,5, ,

45 ,4 koeficient zahrnující do výpočtu ostatní momenty setrvačnosti (převodovka, buben, brzda, atd.) [5] Brzdný moment , , statický moment břemena při brzdění,965 setrvačný moment všech posuvných hmotností při brzdění 46 setrvačný moment všech rotujících hmotností při brzdění Skutečný ubrzděný moment 64 9, VYHOVUJE 9 brzdný moment skutečný ubrzděný moment 773 statický moment břemena při brzdění,75 bezpečnost brzdy závisející na zatřídění II střední provoz Podmínka brzdy Dle ČSN EN 335-2, nebo ČSN EN platí pro brzdu statická podmínka brzdy a dynamická podmínka brzdy Statický moment brzdy Potřebný minimální kroutící moment, který zabrání proklouznutí brzdy v klidu , ,

46 6.6.9 Dynamický moment brzdy Brzdný moment, který brzda dává během celého brzdícího cyklu,5 66,5 09 0,842 60, Volba brzdy Jako spouštěcí brzda se využívá brzdění protiproudem motoru, který je řízen měničem frekvence. Jako stavěcí brzda byla v konfiguraci motoru zvolena lamelová třecí brzda do motoru PINTSCH BAMAG typ KFB 60. Tyto brzda má jmenovitý moment brzdy 600. Jedná se o lamelovou brzdu s elektromagnetickým odbrzděním, která se dá odbrzdit pouze tehdy, prochází-li jí elektrický proud. Brzda má i možnost ručního odbrzdění, které se dá využít například ke spuštění břemena, když po výpadku proudu břemeno zůstane na jeřábu podmínka 547 VYHOVUJE Parametry brzdy: jmenovitý moment brzdy 600 maximální otáčky 3600 moment setrvačnosti 0,050 hmotnost 68 45

47 Obr. 6 Stavěcí brzda [9] 6.6. Skutečná doba brzdění při spouštění , ,4 5,4 0,948 0,948,4 5,4 koeficient zahrnující do výpočtu ostatní momenty setrvačnosti (převodovka, buben, brzda, atd.) moment setrvačnosti motoru 6,5 otáčky motoru 600 jmenovitý moment brzdy 773 statický moment břemena při brzdění Skutečná doba brzdění při zvedání Při zvedání pomáhá statický moment břemena brzdit, takže doba brzdění je podstatně kratší. 46

48 2,4 5, , ,33 0, Kontrola převodovky Kontrola převodovky na přenesení maximálního možného momentu, který může vzniknout od brzdy VYHOVUJE přípustný moment na pomaluběžném hřídeli převodovky 600 jmenovitý moment brzdy 0 převodový poměr převodovky Převodovka lze podle výrobce krátkodobě až 2 krát momentově přetížit. 6.8 Návrh měniče frekvence Pro ovládání motoru byl zvolen měnič frekvence VONSCH typ VQFREM Typ měniče byl vybrán pomocí konfigurátoru uvedeného na webových stránkách výrobce [20]. Výběr správného typu byl určen zadáním těchto parametrů: výkon motoru (60 kw), napětí motoru (400 V), nominální proud motoru (280 A), typ motoru (asynchronní), účel použití (plynulá regulace otáček), zařízení, které je potřeba ovládat (jeřáb-zdvihový pohon), vzdálenost měnič motor (50 m), typ kabelu (stíněný), typ ovládání (počítačem-přes ethernet). Obr. 7 Parametry měniče frekvence [20] 47

49 Obr. 8 Měnič frekvence [20] Požadovaný rozsah rychlostí zdvihu: 0,3 3 : Tab. 3 9,549 53, , ,9 9,23 5,238 05, , ,8 8,93 49,55 980, ,366 35, , ,83 7, , ,4,273 7,074 40, ,3 0,955 5,305 05, Návrh spojení převodovky s motorem Pro spojení převodovky a motoru byla zvolena spojka firmy Flender. Výběr a výpočet spojky byl proveden dle katalogu výrobce: 48

50 6.9. Výběr typu spojky Obr. 9 Postup výběru spojky [2] Výběr velikosti 600 plného využití brzdy, spojka musí tento moment bezpečně přenést. Moment brzdy byl zvolen jako jmenovitý moment spojky, protože v případě Jmenovitý moment spojky za provozních podmínek , jmenovitý moment spojky 2,5 provozní součinitel teplotní součinitel Maximální moment přetížení moment přetížení (volen) teplotní součinitel 49

51 6.9.5 Zatížení způsobené dynamickým namáháním 543,5 72,5 2, jmenovitý moment motoru součinitel dynamického zatížení (pro frekvence změny zatížení 2,5 0 je roven ) provozní součinitel Volba spojky Podle předchozích výpočtů byla zvolena zubová spojka Flender typ ZAPEX ZWH velikost 98, označení 2LC BB99-0AA0 LJ+ML s parametry: jmenovitý moment 600 maximální otáčky 5500 otvor pro hřídel motoru 80 otvor pro hřídel spojky 90 moment setrvačnosti hmotnost 0,059 23,85 Obr. 20 Zubová spojka [2] 50

52 6.0 Návrh spojení převodovky s bubnem Převodovka je spojena s bubnem pomocí bubnové spojky, která je dodaná spolu s převodovkou. Velikost spojky je určena pouze přiřazením z katalogu k příslušnému vybranému typu a velikosti převodovky STM High Tech RXP Do duté hřídele převodovky je vsunuta spojovací hřídel a upevněna pomocí těsného pera. Na druhém konci spojovací hřídele je upevněna pomocí evolventního drážkování bubnová spojka Pevnostní kontrola pláště bubnu Pevnostní kontrola provedená podle [5] sestává ze stanovení příslušných napětí v ohybu, krutu, od vnějšího přetlaku a redukovaného napětí a porovnáním jejich velikostí s dovolenými hodnotami. Volený materiál bubnu 523. Obr. 2 silové poměry na bubnu Rovnice statické rovnováhy: 0: 0: ,89 0,5 4, ,

53 Maximální ohybový moment: , , ,89 2,046 0,5 4,385 Ohybové napětí: ,8 0,8 0, , ,34 25,6 0 25, ,34 NEVYHOVUJE Provedeno zvětšení tloušťky stěny bubnu z ,8 0, ,6 na , ,923 : ,8 VYHOVUJE dovolené napětí v ohybu maximální ohybový moment modul průřezu v ohybu 0, ,6 46 průměr bubnu pod lanem tloušťka stěny bubnu zvětšená tloušťka stěny bubnu korigované ohybové napětí 52

54 Krutové napětí: , , ,475,6 0, ,475 2,89 MPa VYHOVUJE 2. 5 dovolené napětí v krutu kroutící moment modul průřezu v krutu síla v laně 0,8 průměr bubnu 0,7685 průměr bubnu pod lanem 46 zvětšená tloušťka stěny bubnu Napětí od vnějšího přetlaku: Napětí je způsobeno od sevření bubnu navinutými lany , , zvětšená tloušťka stěny bubnu 35 stoupání závitu bubnu Redukované napětí: ,923 77, , ,923 84, ,89 77,857 VYHOVUJE dovolené redukované napětí 53

55 4,923 korigované ohybové napětí 84,083 napětí od vnějšího přetlaku 2,89 MPa krutové napětí Kontrola tloušťky čela bubnu Vodorovná složka šikmého tahu: Jedná se o vodorovnou složku síly v laně s desetiprocentním přídavkem. Lano může být odkloněno z drážky bubnu maximálně o 4 (vedení lan je udělané tak, že skutečný odklon lana je menší)., sin 4 80, sin , Zvolena tloušťka čela bubnu č č č č , ,44 3 0,8 0, , ,44 4,335 2 č 8 č VYHOVUJE 4,335 napětí čela bubnu 0,65 průměr náboje (díry v čele určené pro čep) 0388 vodorovná složka šikmého tahu 30 0, č. 2 tloušťka čela bubnu mez kluzu materiálu ( 523) bubnu 3 bezpečnost čela bubnu; voleno Kontrola svaru bubnu Je provedena kontrola koutového obvodového svaru, spojující bočnici bubnu s unašečem spojky. 54

56 Maximální kroutící moment: Jako maximální kroutící moment je uvažován jmenovitý moment brzdy jmenovitý moment brzdy 0 převodový poměr převodovky Jmenovité napětí: Výpočet proveden dle [2] , ,0 0, , , ,23 8, maximální kroutící moment 764,5 průměr svaru 0 jmenovitá tloušťka svaru Podmínka pevnosti koutového svaru: 0 8,97 0, ,03 29,03 29, ,5 42,5 VYHOVUJE 55

57 napětí ve svaru 0 smykové napětí kolmé na směr svaru 8,97 smykové napětí rovnoběžné se směrem svaru 0,65 převodní součinitel svarového spoje součinitel tloušťky koutového svaru 285 mez kluzu v tahu materiálu bubnu 2 součinitel bezpečnosti 6. Návrh čepu lanového bubnu Buben je uložen na jedné straně pomocí čepu, který je přivařený ke dvěma čelům bubnu. Zjednodušeně se dá počítat jako vetknutý prut. Čep je namáhán střídavým, souměrným ohybem za rotace. 6.. Celkové statické zatížení působící na čep Zatížení čepu je uvažováno od jedné reakce, a od hmotností komponentů ,067 9, , Č , Č Č Č Č , , reakce na straně čepu 2446 síla od hmotnosti komponentů (poměr reakcí je rozdělen v poměru, že nese o 6,7 % více než se rozloží stejně) Č 3848 hmotnost pláště bubnu 46 hmotnost obou čel bubnu 84 hmotnost bubnové spojky, hmotnost komponentů 56

58 243 hmotnost obou lan navinutých na bubnu (délka lana navinutého na buben v jedné větvi je 4 m, hmotnost 00 m lana je 440,9 kg hmotnost obou lan je 243 kg) 6..2 Návrh průměru čepu Volen materiál čepu 523 (svařitelnost zaručená): pro příslušnou tloušťku materiálu mm platí 285, [3] Obr. 22 Silové poměry na čepu Č Č 32 Č Č Č 0, Č Č 32 Č 87 32,23,2 2358, volen největší průměr čepu Č Č 0,22 s přihlédnutím k mezi únavy, vrubům a velikosti ložisek Č 75,23 dynamický součinitel zdvihový,2 součinitel zatížení od jmenovitého břemena Č 2358 Nm maximální ohybový moment působící na čep 57

59 Č Č 22 návrhový průměr čepu 285 mez kluzu čepu materiálu 523,5 návrhová bezpečnost 6..3 Návrh osazení čepu Kontrola čepu vzhledem k mezi únavy Kontrola provedena podle [25] Uvažované namáhání: ohyb za rotace střídavý, souměrný 0 Obr. 23 Namáhání čepu Obr. 24 Osazení na čepu 58

60 Průřez : Nominální napětí: Nominální napětí je zvětšeno dynamickým součinitelem zdvihovým a součinitelem od zatížení od jmenovitého břemena. Maximální nominální napětí je rovno amplitudě napětí cyklu. Střední napětí je rovno 0. Č Č Č 88 Č 32,23, ,048 0, ,773 Č ,,23 dynamický součinitel zdvihový,2 součinitel zatížení od jmenovitého břemena reakce na straně čepu 2446 síla od hmotnosti komponentů 0,048 rameno síly 22 návrhový průměr čepu amplituda nominálního napětí Součinitel vrubu: Stanovení součinitele vrubu vztahu. 2 je provedeno dle Heywoodem modifikovaného Neuberova 89 2,5 2 2,5 0,309 2,5 2,5 2,025 2,025 32,773 2,025 66,365 66,365 59

61 2,5 součinitel tvaru 0,309 Heywoodův parametr 2,5 poloměr křivosti v kořeni vrubu amplituda nominálního napětí amplituda napětí Mez únavy vzorku: 0, , , mez pevnosti Mez únavy skutečné součásti: Mez únavy skutečné součásti je stanovena podle Marinovy rovnice. a 9,, ,94 0,94,5 Č,5 50, 92, 0,688 0, ,94 0, ,805 součinitel povrchu (parametry a, b určeny z literatury) součinitel velikosti součinitel zatížení součinitel teploty součinitel spolehlivosti součinitel dalších vlivů 60

62 Posouzení bezpečnosti: Posouzení bezpečnosti vůči mezi únavy je dáno podílem meze únavy skutečné součásti a amplitudy napětí ,365 Č 2, ,365 amplituda napětí 47 mez únavy skutečné součásti Průřez 2: Nominální napětí: Č,23, , ,479 Č 95 Č , ,94 Součinitel vrubu: 2,9 2,9 0,309,9 5,68 0, ,479, ,245 98,245 6

63 Mez únavy skutečné součásti: a 99,, ,94 0,94,5, Č, , 0,677 0, ,94 0, ,458 Posouzení bezpečnosti: 44 98,245 Č, Bezpečnost vůči mezi únavy v průřezu 2 vyšla o něco menší než,5, ale vzhledem k tomu že je nepravděpodobné, že by čep vykonal za dobu své životnosti více než 0 ů (nízké otáčky bubnu) při plném zatížení, je bezpečnost považována za vyhovující. Pro kontrolu je uvedena bezpečnost vůči mezi kluzu. Č ,479,9 2, Průřez 3: Nominální napětí: Č ,49,23, , , Č ,49 62

64 Součinitel vrubu: , ,065 64,065 64,065 Mez únavy skutečné součásti: a 08, 4, ,893 0,893,5 Č,5 75, 09, 0,67 0,67 0,893 0, ,09 Posouzení bezpečnosti: Č 36 64,065 2, Kontrola hřídele převodovky Počáteční a koncový průměr hřídele převodovky, je dán velikostí dutého hřídele převodovky a velikostí díry v bubnové spojce. Volen materiál hřídele s mezí pevnosti 980 a kluzu 835 Předpokládané namáhání hřídele: ohyb za rotace střídavý, souměrný, krut pulzující [2]. 63

65 Obr. 25 Hřídel převodovky Č , ,8, , , Rovnice statické rovnováhy: 0: 0 3 0: 0,2 0,25 0,45 0 0,2 0,7 0, , , ,8 0,

66 VVÚ Vyšetření výsledných vnitřních účinků je provedeno integrálním přístupem. 0: 0: 0 0 0: Ω: 0 0: 0 ; 0; ; 0; 0,2 0: ,2: , Ω : 0: 0 0: ; 0,2 0 0,2 0,2; 0,45 65

67 0,2: ,2 0,45: , , ,45 0, , Ω : 0: 0 0: ; 0,2 0,45 0, ,45 0,45; 0,9 0,45: ,45 0, , ,45 0, ,9: , , , ,9 0,

68 6.2.2 Grafické znázornění VVÚ Obr. 26 VVÚ hřídele převodovky Kontrola nebezpečných průřezů na statické namáhání Průřez : 0 6,23, , ,27 67

69 ,27 54,528 Průřez 2: 32,23,2 2, ,094 45,96 0,22 32,23,2, , ,96 3 6,869 6, ,565 Průřez 3: 32,23,2 2, ,54 80,05 0,24 32,23,2, , ,05 3 3,249 3,249 2,845 Průřez 4: 35, ,833 32,23, ,2 0,24 32,23, , ,077 58,077 06,784 68

70 Průřez 5: 0,2 0,45,23, ,496 33,46 3 3,23, , ,46 Průřez 6: 32 0, , ,496 0, ,979 0,45 87, ,304 Průřez 7: 27,048 49,054 28,79 98, ,654 78,28 Posouzení bezpečnosti: Redukované napětí v nebezpečném průřezu 5 je nejvyšší, je porovnáno s mezí kluzu ,304 2,55 69

71 6.2.4 Kontrola nebezpečných průřezů na dynamické namáhání Vzhledem k výsledným redukovaným napětím, výskytu koncentrátorů napětí a průběhu ohybového momentu byly zkontrolovány průřezy 3, 5 a 6. Uvažované namáhání: ohyb za rotace střídavý, souměrný, krut pulzující 0 Obr. 27 Namáhání hřídele Průřez 3: Amplituda normálového nominálního napětí: 4 32,23, ,54 0, ,96 27, ,96 Součinitel vrubu: Stanovení součinitele vrubu vztahu. 2 je provedeno dle Heywoodem modifikovaného Neuberova 5 70

72 2,9 2 2,9 0,42 2,9 2,5 2,595 2,595 Amplituda normálového napětí: 6 27,59 2,595 7,599 7,599 Mez únavy vzorku: 0, , , Mez únavy skutečné součásti: Mez únavy skutečné součásti je stanovena podle Marinovy rovnice. a 8,, ,88 0,88,,5 9,, ,639 0, ,88 0, , ,786 Maximální nominální tečné napětí: 2 6 7

73 ,23, ,65 0, ,077 Minimální nominální tečné napětí: 22 6,23, ,928 0, ,383 Střední nominální tečné napětí: 58, , ,73 Amplituda nominálního tečného napětí: 58, , ,347 Součinitel vrubu: 2 23,95 2,95 0,42,95 2,5,793,793 Střední tečné napětí: 30,73, ,098 55,098 72

74 Amplituda tečného napětí 25 27,347,793 49,033 49,033 Mez únavy vzorku: 0, , ,2 284 Mez únavy skutečné součásti: 0,88 0, , ,699 Posouzení bezpečnosti: Bezpečnost v ohybu: ,786 7,599 3,879 3,879 Bezpečnost v krutu: 29 49,033 59,699 2,68 55, ,68 73

75 Celková bezpečnost: 30 3,879 2,68 3,879 2,205 2,68 2,205 Průřez 5: Amplituda normálového nominálního napětí: 0,2 0,45,23, , , ,496 0, ,496 0,45,424 Součinitel vrubu: Stanovení součinitele vrubu vztahu. 2 je provedeno dle Heywoodem modifikovaného Neuberova ,06 3 0, 2,073 2,073 Amplituda normálového napětí:,424 2, ,682 23,682 74

76 Mez únavy vzorku: 0, , , Mez únavy skutečné součásti: Mez únavy skutečné součásti je stanovena podle Marinovy rovnice. a 34, 4, ,727 0,727,,5 35,, ,64 0, ,727 0, , ,207 Maximální nominální tečné napětí: 6,23, ,87 0, ,659 Minimální nominální tečné napětí: 6,23, ,033 0, ,65 75

77 Střední nominální tečné napětí: 62, ,65 33,55 Amplituda nominálního tečného napětí: 62,659 3, ,504 Součinitel vrubu: ,06 3 0, 2,073 2,073 Střední tečné napětí: 38 33,55 2,073 68,73 68,73 Amplituda tečného napětí 39 29,504 2,073 6,62 6,62 Mez únavy vzorku: 0,29 0, ,

78 Mez únavy skutečné součásti: 4 0,727 0, , ,207 Posouzení bezpečnosti: ,207 23,682 9,72 9, ,62 230,207 2,874 68, , ,72 2,874 9,72 2,874 2,756 2,756 Průřez 6: Amplituda normálového nominálního napětí: 0,2 0,45,23, , ,98 0, ,546 0, ,546 0,45,76 77

79 Součinitel vrubu: Stanovení součinitele vrubu vztahu. 2 je provedeno dle Heywoodem modifikovaného Neuberova 45 2,3 2 2,3 0,42 2,3 5 2,46 2,46 Amplituda normálového napětí: 46,76 2,46 25,237 25,237 Mez únavy vzorku: 0, , , Mez únavy skutečné součásti: Mez únavy skutečné součásti je stanovena podle Marinovy rovnice. a 48,58 980, 0,88 0,88,,5, , 0,647 0,647 0,88 0, , ,264 78

80 Maximální nominální tečné napětí: 6,23, ,49 0, ,4 Minimální nominální tečné napětí: 6,23, ,904 0, ,392 Střední nominální tečné napětí: 75,4 2 4, ,896 Amplituda nominálního tečného napětí: 75,4 2 4, ,504 Součinitel vrubu: 2 5,7 2,7 0,42,7 5,66,66 79

81 Střední tečné napětí: 52 39,896,66 64,472 64,472 Amplituda tečného napětí 53 35,504,66 57,374 57,374 Mez únavy vzorku: 0, , ,2 284 Mez únavy skutečné součásti: 0,88 0, , ,698 Posouzení bezpečnosti: 56 28,264 25,237,45, ,374 6,698 2,35 64, ,35 80

82 58,45 2,35,45 2,35 2,267 2,267 7 Vybrané pevnostní výpočty 7. Návrh čepu kladek v kladnici V kladnici se nacházejí 2 čepy, přičemž každý z nich nese 4 kladky. Na každou kladku působí 2 síly od lana. V čepu jsou mazací otvory pro dopravu maziva k ložiskům v kladkách, tyto otvory jsou koncentrátory napětí. Obr. 28 Návrh čepu kladek v kladnici 8

83 7.. Maximální síla na čep od kladky 2,23, , , , Minimální síla na čep od kladky 2,23, , , , Návrh průměru čepu Materiál čepu zvolen 2 060, parametry pro příslušnou tloušťku do 300 mm: , [3] Č Č Č Č Č 32 Č , , ,07 s přihlédnutím k mezi únavy, vrubu, otlačení v bočnicích kladnice, v souvislosti s rozměry příčníku háku a volbě velikosti ložisek volen průměr čepu Č maximální ohybový moment byl získán stejným postupem jako v kapitole 6.2 Kontrola hřídele převodovky, stejně tak jako vazebné síly 765,

84 7..4 Kontrola nebezpečného průřezu na dynamické namáhání Uvažované namáhání: ohyb pulzující Obr. 29 Namáhání čepu kladek v kladnici Průřez Průřez je kontrolován z důvodu výskytu maximálního ohybového momentu. Maximální nominální napětí: Pro modul průřezu v ohybu pro tento průřez volen plný kruh, protože otvor o průměru 4 mm má na jen zanedbatelný vliv , Minimální nominální napětí: , ,87 83

85 ,9 Střední nominální napětí: 00 2, Amplituda nominálního napětí: 00 2, Střední napětí: 5 Amplituda napětí 48 Mez únavy vzorku: 0, , , Mez únavy skutečné součásti: 0,86 0, ,5 66 8,50 Posouzení bezpečnosti: Posouzení bezpečnosti daného průřezu čepu vůči mezi únavy, je provedeno podle Soderbergova kritéria únavového poškození. 84

86 ,5 2, ,43 Průřez 2 Maximální nominální napětí: ,79 63, příloze vypočteno pomocí programu Mitcalc Demo, viz Obr. 47 v Minimální nominální napětí: ,727,8 Střední nominální napětí: 2 63, ,6 70,8 32,594 85

87 Amplituda nominálního napětí: , ,8,8 30,794 Součinitel vrubu: ,6 2 2,6 0,274 2,6 2 2,099 2,099 Střední napětí: 73 32,6 2,099 68,427 68,4 Amplituda napětí 74 30,8 2,099 64,649 64,7 Posouzení bezpečnosti: Posouzení bezpečnosti daného průřezu čepu vůči mezi únavy, je provedeno podle Soderbergova kritéria únavového poškození ,7 8,5 68,4 340,793 86

88 , Návrh čepu kladek pevných V nosníku pevných kladek se nacházejí 2 čepy, přičemž každý z nich nese 3 kladky. Na každou kladku působí 2 síly od lana. V čepu jsou mazací otvory pro dopravu maziva k ložiskům v kladkách, tyto otvory jsou koncentrátory napětí. Obr. 30 Návrh čepu kladek pevných Návrh byl proveden stejným postupem jako u návrhu čepu v kladnici. Je zde kontrolovaný jen jeden nebezpečný průřez, protože se v průřezu nacházejí vruby a vyšel zde nejvyšší ohybový moment. Čep je namáhaný stejným způsobem (pulzujícím ohybem). Výsledky jsou uvedeny v tabulce 2. viz Obr

89 Tab. 2 Č , , , , , ,4 2, 83,5,603 Vedle ústí otvorů mazacích drážek byly zhotoveny odlehčující drážky, které dle [4] snižují velikost součinitele tvaru u ohybu až o 60%. Obr. 3 Zmírnění účinků koncentrátorů napětí 7.3 Návrh příčníku Rozměry příčníku jsou navrženy s ohledem na pevnostní výpočet příčníku, přijatelná otlačení v bočnicích kladnice, velikosti ložiska háku a rozměry kladnice. V příčníku jsou vedeny mazací otvory k místům, ve kterých se otáčí v bočnicích. 88

90 Obr. 32 Řez příčníkem 7.3. Zatížení Příčník je zatížen hmotností o velikosti jmenovité nosnosti zdivu, tj kg a hmotností háku 590 kg [26]. Síla od hmotnosti je rozložena přes ložisko háku do dvou stejných sil. Uvažované namáhání: ohyb pulzující Obr. 33 Namáhání příčníku 89

91 Nejnepříznivější podmínky zatížení by byly, kdyby ohyb pulzoval z maximální nosnosti zdvihu na hmotnost háku. Á ,8,23, Á ,8,23, , ,308 Obr. 34 VVÚ příčníku 90

92 7.3.2 VVÚ Výsledné vnitřní účinky určeny obdobným způsobem jako (hřídel) Kontrola nebezpečných průřezů Navržený materiál: 2 060; pro příslušnou tloušťku do 500 mm platí: , [3] Průřez : Průřezový modul v ohybu W průřezu spočten momocí programu Mitcalc Demo viz Obr. 49 a zkontrolován ručním výpočtem pomocí Steinerovy věty. Maximální nominální napětí: σ σ σ M W Pa ,28 20, MPa Maximální nominální napětí v tomto průřezu je tak malé, že průřez není dále posuzován. Průřez 2: Maximální nominální napětí: , ,683 8,3 Maximální nominální napětí v tomto průřezu je tak malé, že průřez není dále posuzován. 9

93 Průřez 3: Maximální nominální napětí: ,89 0, ,5 Minimální nominální napětí: , ,869 0,2 Střední nominální napětí: ,5 0,2 2 38,05 38, Amplituda nominálního napětí: 2 79,5 0,2 2 37, ,85 92

94 Součinitel vrubu: 2 84,6, ,6 625,6 0,52 Střední napětí: 85 38,,52 57,92 57,9 Amplituda napětí 86 37,9,52 57,608 57,6 Mez únavy vzorku: 0, , Mez únavy skutečné součásti: a 88 4,5 625, 0,89 0,89,,5, , 0,668 0,

95 0,89 0, ,3 72,334 Posouzení bezpečnosti: Posouzení bezpečnosti daného průřezu příčníku vůči mezi únavy, je provedeno podle Soderbergova kritéria únavového poškození. 9 57,6 72,3,94,94 57,9 320 VYHOVUJE Průřez 4 Průřez 4 zkontrolován z důvodu výskytu maximálního ohybového momentu. Tab ,254 3,4 35,6 0, 35,4 5,8 35 5,7 2,7 62,7 3, Kontrola bočnic na otlačení,, na otlačení, přičemž napětí je porovnáno s napětím dovoleným. Otvory bočnic jsou zatěžovány od vazebných sil příčníku,. Jsou zkontrolovány Navržený materiál: 700; pro uvažované namáhání míjivým tlakem platí: [2] 94

96 7.4. Tlak na vnější bočnice ,8 0, ,22 35 VYHOVUJE Tlak na vnitřní bočnice ,26 0, ,5 93 VYHOVUJE 7.5 Návrh nosníku kladek Nosník kladek je navržen jako svařovaný profil U, přičemž v místech s největším průběhem ohybového momentu je vyztužen Zatížení V nosníku kladek je upevněno 6 pevných kladek na čepech a 2 úchyty lana, je tedy zatížen celkově 4 silami od lana. 6,23, , ,23, ,

97 Obr. 35 VVÚ nosníku kladek VVÚ Výsledné vnitřní účinky určeny obdobným způsobem jako v kap Výpočet proveden podle [0] Kontrola nebezpečných průřezů Navržený materiál: 523; dle [0] platí: 490, 335 Průřez : 96, 97,, , ,787 96

98 , VYHOVUJE návrhový ohybový moment (vypočtený) modul průřezu v ohybu viz Obr. 5,5 součinitel spolehlivosti materiálu Průřez 2: 98, 99,,, , ,935 VYHOVUJE návrhový ohybový moment (vypočtený) modul průřezu v ohybu viz Obr

99 7.6 Návrh nosníku motoru Protože daný motor na danou převodovku již přírubově připojit nelze, byl navržen svařovaný nosník motoru, jehož základem je uzavřený obdélníkový profil (jäckel) 400x200x0 [27]. Obr. 36 Nosník motoru 7.6. Zatížení Nosník je zatížen pouze od statické hmotnosti motoru. Uvažované namáhání: ohyb statický 9, ,

100 Obr. 37 VVÚ nosníku motoru VVÚ Výsledné vnitřní účinky určeny obdobným způsobem jako (hřídel) Kontrola nebezpečného průřezu Materiál profilu: 523; pro příslušnou tloušťku do 25 mm platí: , [3] modul průřezu v ohybu [27] 99

101 7.6.4 Posouzení bezpečnosti Posouzení bezpečnosti je provedeno vůči mezi kluzu , ,78 Vysoká bezpečnost je důsledkem požadavku na malý průhyb nosníku, který vyžaduje zubová spojka. 7.7 Návrh momentové opěry Jako podpěra převodovky na straně motoru byla navržena momentová opěra. Pevnostní kontrola na tah je provedena pro dřík regulačního šroubu. Obr. 38 Momentová opěra 00

102 7.7. Zatížení Šroub je zatížen běžně od momentu bubnu, musí ale přenést v nouzovém případě moment od brzdy. Uvažované namáhání: tah 203,23, , Obr. 39 Silové poměry na šroubu momentově opěry VVÚ Výsledné vnitřní účinky určeny obdobným způsobem jako kap Kontrola nebezpečného průřezu Materiál šroubu: použitý šroub M48 musí být pevnostní třídy minimálně 8.8; potom platí: 800, ,3 0,

103 4 nejmenší průměr šroubu [2] Posouzení bezpečnosti Posouzení bezpečnosti je provedeno vůči mezi kluzu , ,706 VYHOVUJE 7.8 Volba háku Podle klasifikace mechanismu zdvihu 2m a nosnost 200 t, byl zvolen jeřábový dvojitý hák s pojistkou, pevnostní třídy V, velikost 63 dle [26]. Obrobení dříku háku se řídí normou ČSN Velikosti 63 náleží lichoběžníkový rovnoramenný závit dříku Tr 60x6. 8 Návrh ložisek Návrh ložisek je proveden s ohledem k zatížením působících na ložiska a ke konstrukčním uspořádáním příslušných ložiskových uzlů. Výpočet proveden dle (tabulky) a zkontrolován pomocí konfigurátoru SKF. Všechna ložiska volena od firmy SKF. 8. Ložisko čepu bubnu Pro uložení čepu bubnu bylo zvoleno dělené stojaté ložiskové těleso SKF SNL 230, které lze osadit několika druhy ložisek. 02

104 Obr. 40 Uložení čepu bubnu 8.. Návrh druhu ložiska Návrhy všech ložisek provedeny podle literatury [2] a pomocí návodů a konfigurátorů na webových stránkách výrobce (SKF). Radiální soudečkové dvouřadé 8..2 Zatížení ř ř 2 0, , ,2,

105 ř ř 0, ř 0, ř ř 8650,4,2 součinitel provozu [],2 součinitel přídavných sil od připojených strojů [2] Č Č radiální síla na ložisko 0,5 hodnota 0,5 volena 8..3 Dynamické ekvivalentní zatížení ř ř, X= koeficient zvolený dle konfigurátoru SKF Y=,9 koeficient zvolený dle konfigurátoru SKF 8..4 Základní dynamická únosnost , , základní trvanlivost [28] exponent, jenž platí pro ložiska s čárovým stykem 8..5 Typ Do ložiskového tělesa bylo zvoleno ložisko CC/W33:

106 ,5 Obr. 4 Rozměry ložiska [22] Statické ekvivalentní zatížení ložiska ř ř, Bezpečnost ložiska při statickém zatížení ,634 6,634,5 6,634 VYHOVUJE,5 součinitel bezpečnosti při statickém zatížení (tab) Základní trvanlivost ložiska v otáčkách ,269 05

107 Základní trvanlivost ložiska v hodinách , ,86 VYHOVUJE Volby dalších ložisek byly provedeny obdobným způsobem. 8.2 Ložiska hřídele převodovky Hřídel je uložena v ložiskovém tělese ve 2 ložiscích, přičemž jedno je z důvodů možných axiálních posuvů uloženo jako axiálně volné. Obr. 42 Uložení hřídele převodovky 06

108 Tab. 4 druh radiální soudečkové dvouřadé typ CC/W základní dynamická únosnost 2080 základní statická únosnost průměr díry 240 vnější průměr 360 šířka 92 hmotnost 33,5 počet ložisek bezpečnost ložiska při statickém zatížení základní trvanlivost ložiska v hodinách 2 4, Ložiska kladek pevných Pevné kladky jsou uloženy na dvou dvouřadých soudečkových ložiscích, která mohou být domazávána pomocí mazacích otvorů v čepu. Ložiska jsou utěsněna těsnícími kroužky, přičemž z důvodů vytlačování starého maziva je vždy jeden kroužek v kladce otočen obráceným směrem. 07

109 Obr. 43 Uložení kladek pevných Tab. 5 druh radiální soudečkové dvouřadé typ CC/W základní dynamická únosnost 60 základní statická únosnost průměr díry 30 vnější průměr 200 šířka 52 hmotnost 6 počet ložisek bezpečnost ložiska při statickém zatížení základní trvanlivost ložiska v hodinách 2 6, Ložiska kladek v kladnici Uložení kladek v kladnici je podobné jako uložení pevných kladek. 08

110 Tab. 6 druh radiální soudečkové dvouřadé typ CC/W základní dynamická únosnost 680 základní statická únosnost průměr díry 40 vnější průměr 20 šířka 53 hmotnost 6,55 počet ložisek 6 bezpečnost ložiska při statickém zatížení základní trvanlivost ložiska v hodinách 4, Ložisko háku Hák je uložen z důvodů silových a rozměrových na axiálním soudečkovém ložisku. Obr. 44 Ložisko háku 09

111 Tab. 7 druh axiální soudečkové typ E 430 základní dynamická únosnost 4300 základní statická únosnost průměr díry 80 vnější průměr 300 výška 73 hmotnost 9,5 počet ložisek bezpečnost ložiska při statickém zatížení základní trvanlivost ložiska v hodinách * * při uvažovaných otáčkách háku 0,,

112 9 Závěr Hlavním cílem této práce bylo navrhnout zdvihový mechanismus čtyřkolové jeřábové kočky mostového jeřábu. Práce je rozdělena do několika částí, přičemž první část se zabývá návrhem lana a způsobem zalanování, druhá část je zaměřena na návrhy a výpočty komponentů souvisejících s pohonem zdvihu, následuje pevnostní kontrola lanového bubnu, dále je provedeno několik pevnostních výpočtů vybraných komponentů nejvíce souvisejících se zdvihem, v poslední části práce je proveden návrh ložisek. Systém zalanování byl zvolen způsobem, kdy břemeno visí na 8 průřezech lana ve dvou větvích lanového systému, tedy na lanový buben jsou navíjeny dva konce lan. Bylo navrženo lano od firmy Casar, typu Stratoplast o průměru 32 mm. Průměry bubnu a kladek 800 mm byly navrženy dle dvou platných norem ČSN, přičemž byla respektována norma udávající více nepříznivé výsledky. Lana jsou na bubnu ukotvena pomocí lanových příložek a druhý konec je uchycen na pevno v nosníku za pomoci klínových objímek. Jako pohon zdvihu byl zvolen asynchronní třífázový motor s kotvou nakrátko značky Siemens, řízený měničem frekvence Vonsch. Motor obsahuje vlastní nezávislé chlazení, stavěcí brzdu Pintsch Bamag a snímač otáček. Jako spojovací člen mezi motorem a převodovkou byla zvolena zubová spojka Flender. Dále byla vybrána paralelní převodovka s dutým hřídelem od firmy STM High Tech. Důvodem pro výběr tohoto typu převodovky s dutým hřídelem bylo značné namáhání ložisek převodovky od lanového bubnu. Snahou bylo převodovku s motorem připojit přírubově, z důvodu přesného ustavení motoru vůči převodovce. Bylo zjištěno, že pro takto velký motor, který se navíc pohybuje, výrobci převodovek přírubové uchycení nedoporučují. Pro motor byl z tohoto důvodu proveden návrh nosníku. Spojení převodovky s bubnem zajišťuje bubnová spojka STM High Tech, jenž je na straně převodovky upevněna perem a na straně lanového bubnu kombinací drážkování, ozubení a vlastního tvaru spojky. Pevnostní výpočty obsahují návrhové a kontrolní výpočty komponentů jako: lanový buben, čep bubnu, hřídel převodovky, čepy kladek, bočnice, nosník motoru, nosník kladek, momentová opěra. Pro většinu součástí byly provedeny návrhové a kontrolní výpočty vůči cyklickému namáhání. Návrhy ložisek byly provedeny s ohledem na zatížení ložisek, požadovanou životnost a rozměry souvisejících komponentů. Všechny ložiska byly zvoleny jako radiální, soudečková, dvouřadá ložiska, z důvodu velké únosnosti a malých rozměrů, což je výhodné zejména při uložení kladek. Pro uložení čepu bubnu bylo zvoleno ložiskové těleso firmy SKF. Hák je uložen z důvodu potřeby co nejmenších délkových rozměrů příčníku na axiálním soudečkovém ložisku.

113 0 Seznam použitých zdrojů Knihy: [] REMTA, F., KUPKA, L., DRAŽAN, F. Jeřáby II. díl. 2. přeprac. rozš. vyd SNTL [2] LEINVEBER, J., ŘASA, J., VÁVRA, P. Strojnické tabulky. třetí, doplněné vydání, 2000, Scientia [3] JANÍČEK, P., FLORIAN, Z. Mechanika těles, úlohy z pružnosti a pevnosti I, 2004, CERM [4] BOHÁČEK, F. Části a mechanismy strojů II, 996, PC-DIR [5] MYNÁŘ, B. Dopravní a manipulační zařízení, skripta Normy: [6] ČSN ISO Jeřáby. Názvosloví. Část : Všeobecně [7] ČSN Ilustrovaný slovník jeřábů a těžkých zdvihadel [8] ČSN Navrhování ocelových konstrukcí jeřábů. Výpočet podle mezních stavů [9] ČSN Zdvihací zařízení. Výpočet ocelových lan pro jeřáby a zdvihadla. [0] ČSN Navrhování ocelových konstrukcí [] ČSN EN Jeřáby - Vrátky a kladkostroje se strojním pohonem - Část 2: Kladkostroje se strojním pohonem [2] ČSN ISO Jeřáby a zdvihací zařízení - Výběr ocelových lan - Část : Všeobecně [3] ČSN Zdvihací zařízení. Kladky a bubny pro ocelová lana 2

114 [4] ČSN EN 34-6+A. Ukončení ocelových drátěných lan - Bezpečnost - Část 6: Nesymetrické klínové vidlicové objímky [5] ČSN EN Jeřáby - Vybavení - Část 2: Neelektrotechnické vybavení [6] ČSN Jeřáby a zdvihadla. Kované háky s dříkem WWW stránky: [7] METALLAN., [online]. Dostupné z: < [8] CASAR., [online]., Dostupné z: < [9] PINTCH BAMAG., [online]. Dostupné z: < [20] VONSCH., [online]. Dostupné z: < [2] FLENDER., [online]. Dostupné z: < [22] SKF., [online]. Dostupné z: < [23] STMP., [online]. Dostupné z: < [24] SIEMENS., [online]. Dostupné z: < [25] WEB ÚSTAVU KONSTRUOVÁNÍ., [online]. Dostupné z: < [26] PAVLÍNEK-VÁZACÍ PROSTŘEDKY., [online]. Dostupné z: < [27] FERONA., [online]. Dostupné z: < [28] ZKL., [online]. Dostupné z: < [29] 76/2008 SB. NAŘÍZENÍ VLÁDY O TECHNICKÝCH POŽADAVCÍCH NA STROJNÍ ZAŘÍZENÍ., [online]. Dostupné z: < 3

115 Seznam příloh Výkresová dokumentace: Zdvihový mechanismus Kusovník Lanový buben-uložení Kusovník Lanový buben-opracovací sestava Kusovník Lanový buben-svařovací sestava Kusovník Trubka Bočnice Čelo Čep Unašeč Kladnice -5O O O O O O O O O O O O O O

116 Obrázkové přílohy: Obr. 45 Postup výběru parametrů lana 5

117 Obr. 46 Postup výběru typu lana 6

118 Obr. 47 Wo čepu kladek v kladnici-průřez 2 7

119 Obr. 48 Wo čepu kladek pevných 8

120 Obr. 49 Wo příčníku-průřez 9

121 Obr. 50 Wo příčníku-průřez 4 20

122 Obr. 5 Wo nosníku kladek-průřez 2

123 Obr. 52 Wo nosníku kladek-průřez 2 22

124 Obr. 53 Sestava-pohled shora 23

125 Obr. 54 Sestava-pohled zepředu 24

126 Obr. 55 Sestava-pohled zboku 25

127 Obr. 56 Sestava-perspektivní pohled 26