BRNO UNIVERSITY OF TECHNOLOGY FAKULTA STROJNÍHO INŽENÝRSTVÍ ÚSTAV AUTOMOBILNÍHO A DOPRAVNÍHO INŽENÝRSTVÍ

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 JEŘÁBOVÁ KOČKA 130/50 T CRANE CRAB 130/50 T DIPLOMOVÁ PRÁCE DIPLOMA THESIS AUTOR PRÁCE FILIP BASISTA AUTHOR VEDOUCÍ PRÁCE SUPERVISOR BRNO 008 Ing. JIŘÍ ŠPIČKA, CSc.

2

3 Abstrakt Hlavním cílem této diplomové práce je navrhnout a vypočítat vybrané části jeřábové kočky licího mostového jeřábu podle zadaných parametrů. Licí jeřáb zajišťuje přemísťování licí pánve, která je pomocí traverzy zavěšena na dvojitém háku hlavního zdvihu. Kromě hlavního zdvihu jeřábová kočka obsahuje ještě pomocný zdvih. Celá práce je rozdělena na dvě části. Prvá (výpočtová) část se zaměřuje hlavně na výpočet obou zdvihů a pojezdu. Druhá (výkresová) část obsahuje výkres sestavy jeřábové kočky a výkresy lanového bubnu hlavního zdvihu. Klíčová slova: hlavní zdvih, pomocný zdvih, pojezd Abstract The main goal of this dissertation is to design and to calculate chosen parts of a crab of a foundry travelling crane according to assigned parameters. The foundry crane provides transport of a casting ladle, which is hanged with a girder on a double hook of the main stroke. Except the main travel, the crane crab includes more an auxiliary stroke. The whole work is divided to two parts. The first part (calculating) is aimed mainly to calculation of both strokes and a travel. The second one (drawing) contains a drawing of the crane crab and drawings of a rope drum of the main stroke. Key words: main stroke, auxiliary stroke, travel

4 Bibliografická citace mé práce BASISTA, F. Jeřábová kočka 130/50 t. Brno: Vysoké učení technické v Brně, Fakulta strojního inženýrství, s. Vedoucí diplomové práce Ing. Jiří Špička, CSc.

5 Prohlášení Prohlašuji, že jsem tuto diplomovou práci zpracoval samostatně a veškeré použité zdroje jsem uvedl v seznamu použité literatury. V Brně dne

6 Poděkování Touto cestou bych chtěl poděkovat vedoucímu této práce doc. Ing. Břetislavu Mynářovi, CSc. a pracovníkům Královopolské strojírny a.s., především Ing. Jiřímu Procházkovi a Ing. Jiřímu Pavelkovi za cenné rady, které přispěly ke zpracování téhle diplomové práce.

7 Obsah 1 Úvod Hlavní zdvih 130 t.1 Výpočet lana. Lanové kladky.3 Lanový buben.3.1 Základní rozměry bubnu.3. Výpočet bubnu.4 Výpočet pohonu zdvihu.4.1 Volba motoru.4. Volba převodovky.4.3 Kontrola motoru na momentovou přetížitelnost.5 Výpočet brzdy.5.1 Dvoučelisťová brzda.5. Kotoučová brzda Kladnice hlavního zdvihu 3.1 Výpočet příčníku Průřez I-I 3.1. Průřez II-II 3. Ložiska kladek 3..1 Kontrola na dynamickou únosnost 3.. Kontrola na statickou únosnost Pomocný zdvih 50 t 4.1 Výpočet lana 4. Lanové kladky 4.3 Lanový buben Základní rozměry bubnu 4.3. Výpočet bubnu 4.4 Výpočet pohonu zdvihu Volba motoru 4.4. Volba převodovky Kontrola motoru na momentovou přetížitelnost 4.5 Výpočet brzdy Dvoučelisťová brzda Pojezd kočky 5.1 Výpočet pojížděcích kol 5. Výpočet pohonu pojezdu

8 5..1 Volba motoru 5.. Volba převodovky 5..3 Kontrola motoru na momentovou přetížitelnost 5..4 Kontrola doby rozběhu 5.3 Brzda pojezdu Výpočet brzdy 5.3. Kontrola doby brzdění Hřídel hnacího pojezdového kola 6.1 Zatížení hřídele 6. Návrh rozměrů hřídele 6..1 Vstupní průměr hřídele 6.. Odstupňování hřídele 6..3 Návrh pera 6.3 Kontrola hřídele Průřez Průřez Ostatní průřezy Závěr Seznam použité literatury Seznam použitých veličin Seznam příloh

9 1. Úvod Mostové jeřáby patří mezi nejrozšířenější druhy jeřábů. Své uplatnění najdou např. v dílnách, ve skladištích, ve strojovnách v hutích, v uzavřených, ale i volných prostranstvích, většinou o nosnosti 1 až 500 t. Základní částí mostového jeřábu je most, v provedení jednonosníkovém, dvounosníkovém, ale i vícenosníkovém, který pojíždí po vyvýšené jeřábové dráze. Nahoře, dole, ale i uvnitř mostu pojíždí jeřábová kočka. Podle účelu můžeme mostové jeřáby rozdělit na: Normální s hákem U těchto jeřábů se břemeno zdvihá vždy pomocí háku. Vyrábějí se jako elektrické nebo ruční. Pro menší hmotnosti se používají jednonosníkové s podvěsnou kočkou. Pro vyšší hmotnosti pak dvounosníkové s normální kočkou. Drapákové Jedná se o jeřáby, které mají jako uchopovací prostředek použit drapák. Pro sypké materiály je použit drapák dvoučelisťový, pro ocelový šrot pak vícečelisťový. Obsahují dva bubny. Jeden je pro lana přídržná a druhý pro lana zavírací. Magnetové Jsou to vlastně jeřáby s hákem, které obsahují ještě druhý buben tkz. kabelový, pro přívod proudu k magnetu. Někdy se používají jeřáby magnetodrapákové, které obsahují buď dvě kočky, a to jednu s drapákem a druhou s magnetem, nebo jednu kočku, která obsahuje dva zdvihy, a to jeden drapákový a druhý s magnetem. Zvláštní konstrukce - mostové jeřáby podvěsné - s otočnou kočkou - s výsuvným ramenem - stohovací Hutní Jedná se o jeřáby, které pracují v nejtěžších podmínkách, většinou ve třísměnném provozu, jako např. jeřáby licí, kalicí, kovací, sázecí, stahovací atd. 9

10 . Hlavní zdvih 130 t Hlavní zdvih je dle ČSN ISO 4301/1 zařazen do klasifikační skupiny M7. Obr..1. Lanový systém.1 Výpočet lana Výpočet je proveden dle literatury [4] a [8] Při výpočtu se uvažuje pouze se silou působící v ose lana, která je vyvolaná zatížením od normového břemena a zatížením od částí zvedaných s břemenem se zřetelem na účinnost kladkostroje. Další vlivy, jako např. setrvačné síly jsou zahrnuty v bezpečnosti. Síla v laně FL = Q+G g. z.n η k (.1) ,81 = ,316. 0,95.6 FL = ,316 N FL = 10

11 Q = Kg G = 5500 Kg z= n=6 ηk = 0,95 g = 9,81 m.s- hmotnost normového břemena hmotnost stálého břemena počet větví lanového převodu počet nosných průřezů v jedné větvi lanového převodu účinnost lanového převodu gravitační zrychlení Minimální únosnost lana (.) F0 = FL.Z p F0 = ,316.7,1 = 87869,343 F0 = 87869,343 N Zp = 7,1 minimální součinitel bezpečnosti pro zdvihovou skupinu M7 Je zvoleno lano Casar Stratoplast o průměru dl = 34 mm, se zaručenou únosností Fu = 853,7 kn. Jedná se o lano s pevností drátů 1770 MPa určené pro hutní provoz. Skutečný součinitel bezpečnosti lana Z psk = Fu FL (.3) 853, = 7, ,316 = 7,3 Z psk = Z psk Zvolené lano vyhovuje, protože skutečný součinitel bezpečnosti lana je vyšší než minimální. Zpsk > Zp. Lanové kladky Výpočet minimálních průměrů a) vodící (.4) D k min = h.d L D k min = 5.34 = 850 D k min = 850 mm Obr... Drážka kladek 11

12 b) vyrovnávací (.5) D k min = h 3.d L D k min = = 544 D k min = 544 mm h = 5 h3 = 16 dl = 34 mm součinitel vodící kladky součinitel vyrovnávací kladky průměr lana Minimální průměr se vztahuje na osu lana. Podle tohoto rozměru se dle normy DIN navrhnou jednotlivé průměry kladek, které se vztahují na spodek drážky kladky (viz. obr...). Navržené průměry jednotlivých kladek jsou zakótovány na obr Lanový buben Základní rozměry jsou voleny dle literatury [9] Výpočet je proveden dle literatury [6].3.1 Základní rozměry bubnu Průměr lanového bubnu (.6) D B min = h 1.d L D B min =,4.34 = 761,6 D B min = 761,6 mm h1 =,4 součinitel lanového bubnu Je zvolen lanový buben o ø 985 mm t0 = 38 mm DB = 985 mm R = 18 mm dl = 34 mm r = 1,3 mm h = 13 mm s = 3,5 mm stoupání závitu průměr bubnu poloměr drážky průměr lana zaoblení závitu výška závitu tloušťka stěny bubnu Obr..3. Detail závitu 1

13 Délka navinutého lana (.7 ) L = i k.h z L = 6.10,5 = 63 L = 63 m ik = 6 hz = 10,5 m převod kladkostroje výška zdvihu Počet závitů zb = L +3 π.d B (.8) = 3,358 π.0,985 z B = 4 zb = Na bubnu bude celkem 4 levých a 4 pravých závitů. Jakmile se kladnice nachází ve spodní pracovní poloze, zůstávají na bubnu tři neodmotané závity před lanovými příložkami. Po obvodě je umístěno celkem šest lanových příložek, které jsou vzájemně posunuty o 60o a 1/6 stoupání. Délka závitů lana na bubnu (.9) l = z B.t 0 l = 4.38 = 91 l = 91 mm Obr..4. Délka bubnu Celková délka bubnu L B =.l l + 10 L B = , = 310,5 (.10) L B = 310,5 mm 13

14 .3.3 Výpočet bubnu Reakce od síly v laně F = 0 : M = 0 : A (.11) FA + FB.FL = 0 FL.1, FL.(1, ,5) FB.3,1645 = 0 FA = 1371,74 N FB = ,89 N Obr..5. Průběh momentu Napětí od ohybového momentu σo = (.1) M o max FB.1551 = Wo 0,8((D B d L ) s ).s , = 9,636 0,8(( ) 3,5).3,5 σ o = 9,636 MPa σo = Dovolené napětí σdo = MPa vyhovuje Napětí od kroutícího momentu M τk = k = Wk τk = DB FL.D B =.W0.0,8((D B d L ) s ).s.fl , ,8.((985 34) 3,5).3,5 τ k = 3,551 MPa Dovolené napětí τdk = - 5 MPa (.13) = 3,551 vyhovuje 14

15 Napětí v tlaku σ d = ρ.ψ. FL s.t 0 (.14) ,316 = 91,400 3,5.38 σ d = 91,4 MPa σ d = 1.0,7. ρ=1 ψ = 0,7 součinitel přihlížející k počtu vrstev navinutého lana součinitel zahrnující zmenšení síly vlivem opásání Výsledné redukované napětí σ red = σ o + σ d + 3.τ k (.15) σ red = 9, , ,551 = 9,11 σ red = 9,11 MPa Dovolené napětí σdov = 160 MPa navržený buben vyhovuje.4 Výpočet pohonu zdvihu Výpočet je proveden dle literatury [6] Obr..6. Schéma pohonu zdvihu 15

16 .4.1 Volba motoru Celková mechanická účinnost (.16) η C = η k.η i η C = 0,95.0,9 = 0,874 η C = 0,874 ηk = 0,95 ηi = 0,9 účinnost kladkostroje účinnost převodovky Předběžný výkon motoru P0 = v z.(q + G ).g η C ( (.17 ) ) ,81 P0 = = 76,044 0, P0 = 76,044 kw vz = 3 m.min-1 Q = Kg G = 5500 Kg zdvihová rychlost hmotnost normového břemene hmotnost stálého břemene Je zvolen 3. fázový asynchronní motor s kroužkovou kotvou od firmy Siemens s označením P315M08 se základními parametry: výkon motoru: otáčky motoru: zatěžovatel: jmenovitý moment: poměr momentů: moment setrvačnosti: P = 90 kw nm = 730 min-1 ε = 40% Mn = 1178 N.m Mmax/Mn = 3,7 Jm = 6 Kg.m Obr..7. Motor zdvihu Jeřáb bude pracovat v prostředí o teplotě maximálně 50 oc. Pro tuto teplotu je korekční součinitel roven jedné. Proto není nutné korigovat výkon motoru. 16

17 .4. Volba převodovky Otáčky bubnu nb = v z.i k π.d B nb = 3.6 = 5,8168 π.0,985 (.18) n B = 5,817 min 1 Převodový poměr i př = nm nb (.19) 730 = 15,4979 5,817 i př = 15,498 i př = Je volena převodovka od firmy SEW s označením X4KS50/B s převodovým poměrem i = 18,0. Jedná se o čtyřstupňovou kuželo-čelní převodovku. Vybraná převodovka je dimenzovaná na 4 hodinový denní provoz. Obr..8. Převodovka hlavního zdvihu 17

18 Skutečné otáčky bubnu nm i 730 = = 5,70 18,0 (.0) n Bsk = n Bsk n Bsk = 5,70 min 1 Skutečná zdvihová rychlost v zsk = π.d B.n Bsk ik (.1) π.0,985.5,70 =, =,941 m. min 1 v zsk = v zsk.4.3 Kontrola motoru na momentovou přetížitelnost Motory se většinou kontrolují na momentovou přetížitelnost při rychlostech vyšších, jak 4,8 m.min-1. Pro vyšší bezpečnost je však požadavek na kontrolu i tohoto zdvihu, který má skutečnou zdvihovou rychlost,941 m.min-1. Rozběhový moment Při rozběhu musí motor překonávat statický moment břemena včetně pasivních odporů, moment zrychlujících sil posuvných hmotností a moment zrychlujících sil rotujících hmotností. (.) M roz = M st + M zp + M zr Budeme-li momenty redukovat na hřídel motoru a uvažovat, že zrychlení je po celou dobu rozběhu konstantní, pak výsledný moment při rozběhu se bude rovnat: M roz (Q + G ).g.d B. 1 + v zsk.π.n m + α.j m..i k.i.η C 60.g.t a 60.t a.π.730, ,81.0,985 = = 16, , ,0.0, ,81.1 M roz = ( (.3) ) M roz = 16,17 N.m ta = 1s α = 1,4 doba rozběhu součinitel zahrnující další rotující hmotnosti kromě motoru 18

19 Podmínka momentové přetížitelnosti (.4) M roz κ.m n 16,17 <, ,17 < 87, κ =,4 součinitel středního spouštěcího momentu vypočtený z rovnice: M max + 1,1 Mn κ= 3,7 + 1,1 κ= =,4 κ =,4 (.5) Stejně tak výkon motoru na konci rozběhu:.π.n m κ.p π ,17. <, ,0 < 16 Proz = M roz. (.6) Navržený motor vyhovuje Kontrola doby rozběhu U jeřábů pracujících s tekutým kovem nemá zrychlení překročit 0,1 m.s-. a= v zsk 60.t a (.7 ),941 = 0, a = 0,049 m.s a= Zvolená doba rozběhu 1s vyhovuje 19

20 .5 Výpočet brzdy.5.1 Dvoučelisťová brzda Výpočet je proveden dle literatury [6] Brzdící moment Při brzdění musí brzda překonávat statický moment břemena, moment zrychlujících sil posuvných hmotností a moment zrychlujících sil rotujících hmotností. (.8) M b = M st + M zp + M zr po dosazení: (Q + G ).g.d B.η C. 1 + v zsk.π.n m + α.j m..i k.i 60.t b 60.g.t b.π.730, ,81.0,985.0,874 = 1390, Mb = + 1, ,0 60.9,81.1 Mb = ( (.9) ) M b = 1390,761 N.m tb = 1s α = 1,4 doba brzdění součinitel zahrnující další rotující hmotnosti kromě motoru Skutečný brzdící moment M u = k b.m st = k b.m st (.30) M u =.744,898 = 1489,796 M u = 1489,796 N.m kb = Mst M st = bezpečnost brzdy statický moment břemena vypočtený z rovnice: (Q + G ).g.d B.η C.i k.i ( = ) ,81.0,985.0,874 = 744, ,0 M st = 744,898 N.m M st 3 0

21 Podmínka brzdy (.31) Mb Mu 1390,761 < 1489,796 vyhovuje Je zvolena dvoučelisťová brzda s Elhy typ EB 50/60C00 s brzdícím momentem 100 N.m. Protože se jedná o jeřáb pracující s tekutým kovem musí být použity dvě tyto brzdy. Základní parametry brzdy: průměr: šířka obložení: brzdící moment: obložení: D = 500 mm B = 00 mm Musk = 100 N.m diafrikt Obr..9. Dvoučelisťová brzda s Elhy Skutečna doba brzdění Při zanedbání momentu zrychlujících sil posuvných bude skutečná doba brzdění a) při spouštění t bs = α.j m..π.n m M usk M st (.3).π.730 = 0, ( ,898) = 0,474 s t bs = 1,4.6. t bs 1

22 b) při zvedání t bz = α.j m..π.n m M usk + M st (.33).π.730 = 0,57 60.( ,898) = 0,6 s t bz = 1,4.6. t bz.5. Kotoučová brzda Kromě čelisťových brzd je u hlavního zdvihu pro vyšší bezpečnost použita ještě kotoučová brzda od firmy SIME Stromag typ SH 15-3/US -3. Jedná se o brzdu nouzovou, která je použita při překročení otáček lanového bubnu nebo při výpadku elektrického proudu. Brzda je ovládána hydraulicky a k odbrzdění dochází vlivem tlaku oleje. Základní parametry brzdy: pracovní tlak: bar brzdící síla: FB = 150 kn Obr..10. Kotoučová brzda Brzda musí vyvinout takový brzdící moment, který bude vyšší než moment vznikající od sil navíjených lan.

23 Brzdící moment Na kotouči jsou použity dvě brzdy. Pak výsledný brzdící moment: D M B =.FB. 0,09 1,43 M B = ,09 = M B = N.m (.34) Moment od sil navíjených lan DB = FL.D B M L = ,316.0,985 = 11485,9 M L =.FL. (.35) M L = 11485,3 N.m Podmínka brzdy (.36) M B k b.m L > 1, , > ,99 FB = 150 kn D = 1430 mm FL = ,316 N DB = 985 mm kb = 1,3 vyhovuje brzdící síla průměr kotouče lanového bubnu síla v laně průměr lanového bubnu bezpečnost brzdy 3

24 3. Kladnice hlavního zdvihu Kladnice je ve zkráceném provedení. Kladky jsou tedy uloženy přímo na příčníku. 3.1 Výpočet příčníku Příčník je namáhán ohybovým momentem od hmotnosti normového břemena a hmotnosti části kladnice. Proto se musí kontrolovat v nebezpečných průřezech I a II. Obr Příčník Příčník je z materiálu Rm = 750 MPa Re = 40 MPa Zatížení Příčník je uložen celkem na šesti kladkách. Potom výsledná reakce v každé kladce bude. F= (Q + G ).g ,81 F= = F = N ( ) Q = Kg G = 4000 Kg (3.1) hmotnost normového břemena hmotnost části kladnice 4

25 3.1.1 Průřez I-I Obr. 3.. Průběh momentu Ohybový moment M o max = F.( ) + F.( ) + F.360 M o max = ( ) ( ) = (3.) M o max = N Průřezové charakteristiky Těžiště h h.b H h.h.b.h.b 0 + h yt = h.b B.H b.h yt = = 190, y T = 190,91 mm Obr Řez příčníku (3.3) 5

26 Kvadratický moment Výsledný kvadratický moment se vypočítá podle obr. 3.3., kdy od kvadratického momentu průřezu B x H odečteme kvadratické momenty o průřezech b x h a (h0 x b0)/. Jednotlivé kvadratické momenty se vypočítají za pomocí Steinerovy věty. J1 = 1 H.B.H 3 + y T.B.H 1 (3.4) J 1 = , = ,5 1 J 1 = ,5 mm 4 J = h 1.b.h 3 + y T.b.h 1 (3.5) 1 75 J = , = J = mm 4 3 b.h 1 1 J 3 = y T h +.h 0..b 0.h (3.6) J3 = + 190, = , J 3 = ,65 mm 4 Výsledný kvadratický moment J = J1 J J 3 J = , ,65 = ,9 (3.7 ) J = ,9 mm 4 Modul v ohybu Wo = J yt Wo = ,9 = ,1 190,91 (3.8) Wo = ,1 mm 3 6

27 Napětí v ohybu σo = Mo.Wo (3.9) = 106, ,1 σ o = 106,9 MPa σo = Bezpečnost vůči mezi kluzu ks = (3.10) Re α σ.σ o 40 =,195 1,8.106,9 k s =,195 ks = ασ = 1,8 součinitel tvaru ks > kd,195 > 1,4 navržený průřez vyhovuje 3.1. Průřez II-II ø d = 80 mm H = 340 mm R = 17 mm Obr Průběh momentu Ohybový moment M o max = F.( ) + F.( ) + F.88 M o max = ( ) ( ) = (3.11) M o max = N.m 7

28 Průřezový modul v ohybu π.d 3 3 π.80 3 Wo = = 15513,56 3 Wo = 15513,56 mm 3 Wo = (3.1) Napětí v ohybu σo = Mo Wo (3.13) = 61, ,56 σ o = 61,606 MPa σo = Bezpečnost vůči mezi kluzu ks = Re α σ.σ o (3.14) 40 = 3,685 1,85.61,606 k s = 3,685 ks = ασ = 1,85 součinitel tvaru navržený průřez vyhovuje ks > kd 3,685 > 1,4 3. Ložiska kladek Každá ze šesti kladek je uložena celkem ve dvou ložiskách. Pro ø 80 mm jsou zvoleny jednořadá kuličková ložiska typ MA od firmy SKF s parametry: vnitřní průměr vnější průměr šířka dynamická únosnost statická únosnost d = 80 mm D = 380 mm B = 46 mm C = 16 kn C0 = 85 kn 8

29 Zatížení Pro výpočet je rozhodující pouze zatížení od radiální síly. Axiální síla je vůči radiální zanedbatelná, proto se neuvažuje. Radiální síla Fr = (Q + G ).g ,81 Fr = = Fr = N ( (3.15) ) Q = Kg G = 4000 Kg hmotnost normového břemene hmotnost části kladnice Skutečná síla Při výpočtu se musí zohlednit vliv dynamických účinků způsobených např. vibracemi a rázy na ložiska při zdvihání a pojíždění. Fs = Fr.φ (3.16) Fs = , = Fs = N φ = 1, součinitel dynamických účinků..1 Kontrola na dynamickou únosnost Ekvivalentní dynamické zatížení Protože se neuvažuje axiální síla, potom: Pe = Fs = N (3.17 ) Otáčky kladek Kladnice obsahuje dva různé průměry kladek. Pro výpočet stačí uvažovat pouze kladku menšího průměru, která má vyšší otáčky a tím i menší trvanlivost ložisek. 9

30 n kl = v zsk.i k π.d k (3.18),941.6 = 5,6169 π.1 n kl = 5,617 min 1 n kl = vzsk =,941 min-1 ik = 6 Dk = 1000 mm skutečná zdvihová rychlost převod kladkostroje průměr kladky Trvanlivost 3 C 10 6 L10 =. Pe 60.n kl (3.19) L10 = = 13163, ,617 L10 = 13163,88 hod Navržené ložisko vyhovuje, protože vypočtená trvanlivost 13163,88 hod je vyšší než požadovaná 1500 hod 3.. Kontrola na statickou únosnost Ekvivalentní statické zatížení Protože se neuvažuje axiální síla, potom: Pe 0 = Fs = N (3.0) Bezpečnost k= C0 Pe 0 (3.1) =, k =,168 k= Navržené ložisko vyhovuje i na statickou únosnost, protože vypočtená bezpečnost,168 je vyšší než dovolená 1,5 30

31 4. Pomocný zdvih 50 t Pomocný zdvih je dle ČSN ISO 4301/1 zařazen do klasifikační skupiny M7. Obr Lanový systém 4.1 Výpočet lana Výpočet je proveden dle literatury [4] a [8] Při výpočtu se uvažuje pouze se silou působící v ose lana, která je vyvolaná zatížením od normového břemena a zatížením od částí zvedaných s břemenem se zřetelem na účinnost kladkostroje. Další vlivy, jako např. setrvačné síly jsou zahrnuty v bezpečnosti. Síla v laně FL = Q+G g. z.n η k (4.1) ,81. = 65357, ,97 FL = 65357,861 N FL = 31

32 Q = Kg G = 1700 Kg z= n=4 ηk = 0,97 g = 9,81 m.s- hmotnost normového břemene hmotnost stálého břemene počet větví lanového převodu počet nosných průřezů v jedné větvi lanového převodu účinnost lanového převodu gravitační zrychlení Minimální únosnost lana (4.) F0 = FL.Z p F0 = 65357,861.7,1 = ,813 F0 = ,813 N Zp = 7,1 minimální součinitel bezpečnosti pro zdvihovou skupinu M7 Je zvoleno lano Casar Stratoplast o průměru dl = 6 mm se zaručenou únosností Fu = 504,7 kn. Jedná se o lano s pevností drátů 1770 MPa, určené pro hutní provoz. Skutečný součinitel bezpečnosti lana Z psk = Fu FL (4.3) 504, = 7, ,861 = 7,7 Z psk = Z psk Zvolené lano vyhovuje, protože skutečný součinitel bezpečnosti lana je vyšší než minimální. Zpsk > Zp 4. Lanové kladky Výpočet minimálních průměrů a) vodící (4.4) D k min = h.d L D k min = 5.6 = 650 D k min = 650 mm Obr. 4.. Drážka kladek 3

33 b) vyrovnávací (4.5) D k min = h 3.d L D k min = 16.6 = 416 D k min = 416 mm h = 5 h3 = 16 dl = 6 mm součinitel pro vodící kladku součinitel pro vyrovnávací kladku průměr lana Minimální průměr se vztahuje na osu lana. Podle tohoto rozměru se dle normy DIN navrhnou jednotlivé průměry kladek, které se vztahují na spodek drážky kladky (viz. obr.4.). Navržené průměry jednotlivých kladek jsou zakótovány na obr Lanový buben Základní rozměry jsou voleny dle literatury [9] Výpočet je proveden dle literatury [6] Základní rozměry bubnu Průměr lanového bubnu (4.6) D B min = h 1.d L D B min =,4.6 = 58,4 D B min = 58,4 mm h1 =,4 součinitel pro lanový buben Je zvolen lanový buben o ø 800 mm t0 = 9 mm DB = 800 mm R = 14 mm dl = 6 mm r = 0,8 mm h = 10 mm s = mm stoupání závitu průměr bubnu poloměr drážky průměr lana zaoblení závitu výška závitu tloušťka stěny bubnu Obr Detail závitu 33

34 Délka navinutého lana (4.7 ) L = i k.h z L = 4.11 = 44 L = 44 m ik = 4 hz = 11 m převod kladkostroje výška zdvihu Počet závitů zb = L +3 π.d B (4.8) = 0,507 π.0,8 z B = 1 zb = Na bubnu bude celkem 1 levých a 1 pravých závitů. Jakmile se kladnice nachází ve spodní pracovní poloze, zůstávají na bubnu tři neodmotané závity před lanovými příložkami. Po obvodě jsou umístěny celkem čtyři lanové příložky, které jsou vzájemně posunuty o 90o a 0,5 stoupání. Délka závitů lana na bubnu (4.9) l = z B.t 0 l = 1.9 = 609 l = 609 mm Obr Délka bubnu Celková délka bubnu L B =.l l + 10 L B = = 156 (4.10) L B = 156 mm 34

35 4.3.3 Výpočet bubnu Napětí od ohybového momentu F = 0 : M = 0 : A (4.11) FA + FB.FL = 0 FL.0, FL.(0, ,058) FB.1,5835 = 0 FA = 69588,48 N FB = 6117,4 N Obr Průběh momentu σo = M o max FB.814 = Wo 0,8((D B d L ) s ).s (4.1) 6117,4.0,814 = 4,9993 0,8((800 6) ). σ o = 4,999 MPa σo = Dovolené napětí σdo = MPa vyhovuje Napětí od kroutícího momentu M τk = k = Wk τk = DB FL.D B =.W0.0,8((D B d L ) s ).s.fl , ,8.((800 6 ) ). τ k =,67 MPa (4.13) =,667 Dovolené napětí τdk = - 5 MPa vyhovuje 35

36 Napětí v tlaku σ d = ρ.ψ. FL s.t 0 (4.14) 65357,861 = 71,709.9 σ d = 71,709 MPa σ d = 1.0,7. ρ = 1 ψ = 0,7 součinitel přihlížející k počtu vrstev navinutého lana součinitel zahrnující zmenšení síly vlivem opásání Výsledné redukované napětí σ red = σ o + σ d + 3.τ k (4.15) σ red = 4, , ,67 = 7,069 σ red = 7,07 MPa navržený buben vyhovuje Dovolené napětí σdov = 160 MPa 4.4 Výpočet pohonu zdvihu Výpočet je proveden dle literatury [6] Obr Schéma pohonu zdvihu 36

37 4.4.1 Volba motoru Celková účinnost (4.16) η C = η k.η i η C = 0,97.0,94 = 0,9119 η C = 0,9118 ηk = 0,97 ηi = 0,94 účinnost kladkostroje účinnost převodovky Předběžný výkon motoru P0 = v z.(q + G ).g η C ( (4.17 ) ) 8, ,81 P0 = = 78,800 0, P0 = 78,8 kw vz = 8,5 m.min-1 Q = Kg G = 1700 Kg zdvihová rychlost hmotnost normového břemene hmotnost stálého břemene Je zvolen 3. fázový asynchronní motor s kroužkovou kotvou od firmy Siemens s označením P80M06 se základními parametry: výkon motoru: otáčky motoru: zatěžovatel: jmenovitý moment: poměr momentů: moment setrvačnosti: P = 90 kw nm = 980 min-1 ε = 40% Mn = 877 N.m Mmax/Mn = 3,7 Jm = 3 Kg.m Obr Motor zdvihu Jeřáb bude pracovat v prostředí o teplotě maximálně 50 oc. Pro tuto teplotu je korekční součinitel roven jedné. Proto není nutno korigovat výkon motoru. 37

38 4.4. Volba převodovky Otáčky bubnu nb = v z.i k π.d B nb = 8,5.4 = 13,58 π.0,8 (4.18) n B = 13,58 min 1 Převodový poměr i př = nm nb (4.19) 980 = 7,443 13,58 i př = 7,44 i př = Je volena převodovka SEW s označením X4KS50/B s převodovým poměrem i = 70,94. Jedná se o třístupňovou čelní převodovku. Vybraná převodovka je dimenzovaná na 4 hodinový denní provoz. Obr Převodovka pomocného zdvihu 38

39 Skutečné otáčky bubnu nm i 980 = = 13, ,94 (4.0) n Bsk = n Bsk n Bsk = 13,815 min 1 Skutečná zdvihová rychlost v zsk = π.d B.n Bsk ik (4.1) π.0,8.13,815 = 8,680 4 = 8,68 m. min 1 v zsk = v zsk Kontrola motoru na momentovou přetížitelnost Rozběhový moment Při rozběhu musí motor překonávat statický moment břemena včetně pasivních odporů, moment zrychlujících sil posuvných hmotností a moment zrychlujících sil rotujících hmotností. (4.) M roz = M st + M zp + M zr Budeme-li momenty redukovat na hřídel motoru a uvažovat, že zrychlení je po celou dobu rozběhu konstantní, pak výsledný moment při rozběhu se bude rovnat: M rozt (Q + G ).g.d B. 1 + v zsk.π.n m + α.j m..i k.i.η C 60.g.t a 60.t a ,81.0,8 8,68.π.980 =. 1 + = 1079, , ,94.0, ,5 60.9,81.1,5 M roz = ( (4.3) ) M roz = 1079,155 N.m ta = 1,5 s α = 1,4 doba rozběhu součinitel zahrnující další rotující hmotnosti kromě motoru 39

40 Podmínka momentové přetížitelnosti (4.4) M roz κ.m n 1079,155 <, ,155 < 104,8 κ =,4 součinitel středního spouštěcího momentu vypočtený z rovnice: M max + 1,1 Mn κ= 3,7 + 1,1 κ= =,4 κ =,4 (4.5) Stejně tak výkon motoru na konci rozběhu:.π.n m κ.p π ,155. <, ,75 < 16 Proz = M roz. (4.6) Navržený motor vyhovuje Kontrola doby rozběhu U jeřábů pracujících s tekutým kovem nemá zrychlení překročit 0,1 m.s-. a= v zsk 60.t a a= 8,68 = 0, ,5 (4.7 ) a = 0,0964 m.s Zvolená doba rozběhu 1,5 s vyhovuje 40

41 4.5 Výpočet brzdy Dvoučelisťová brzda Výpočet je proveden dle literatury [6] Brzdící moment Při brzdění musí brzda překonávat statický moment břemena, moment zrychlujících sil posuvných hmotností a moment zrychlujících sil rotujících hmotností. (4.8) M b = M st + M zp + M zr po dosazení: (Q + G ).g.d B.η C. 1 + v zsk.π.n m + α.j m..i k.i 60.t b 60.g.t b.π.980 8, ,81.0,8.0,9118 = 109, Mb = + 1, , ,81.1 Mb = ( (4.9) ) M b = 109,5 N.m tb = 1s α = 1,4 doba brzdění součinitel zahrnující další rotující hmotnosti kromě motoru Skutečný brzdící moment M u = k b.m st = k b.m st (4.30) M u =.651,88 = 1303,76 M u = 1303,76 N.m kb = Mst M st = bezpečnost brzdy statický moment břemena vypočtený z rovnice: (Q + G ).g.d B.η C.i k.i (50.10 = (4.31) ) ,81.0,8.0,9118 = 651, ,94 M st = 651,88 N.m M st 3 41

42 Podmínka brzdy (4.3) Mb Mu 109,5 < 1303,76 vyhovuje Je zvolena dvoučelisťová brzda s Elhy typ EB 15/60C15ZW s brzdícím momentem 1550 N.m. Protože se jedná o jeřáb pracující s tekutým kovem musí být použity dvě tyto brzdy. Základní parametry: průměr: šířka obložení: brzdící moment: obložení: D = 400 mm B = 160 mm Musk = 1550 N.m diafrikt Skutečna doba brzdění Při zanedbání momentu zrychlujících sil posuvných bude skutečná doba brzdění a) při spouštění t bs = α.j m..π.n m M usk M st (4.33).π.980 = 0, ( ,88) = 0,48 s t bs = 1,4.3. t bs b) při zvedání t bz = α.j m..π.n m M usk + M st (4.34).π.980 = 0, ( ,88) = 0,196 s t bz = 1,4.3. t bz 4

43 5. Pojezd kočky Kočka pojíždí celkem po čtyřech kolech, z nichž dvě jsou hnací a dvě hnaná. Kola jsou opatřena oboustrannými nákolky, která vedou kola po kolejnici. Obr Pohon kol 5.1 Výpočet pojížděcích kol Pojížděcí kola se počítají na únavu materiálu v dotykových plochách. Účelem výpočtu je zajištění dostatečné životnosti pojížděcích kol při působení maximálního tlaku vznikajícího od vlastní hmotnosti kočky a hmotnosti normového břemena. Maximální tlak Přesné stanovení maximálního tlaku na jednotlivá kola je velmi obtížné, protože kvůli nerovnoměrnému rozložení hmot na rámu kočky neznáme přesné umístění těžiště. Proto pro zjednodušení uvažujeme, že maximální síla od hmotnosti břemena a hmotnosti celé kočky působí v ose kladnice hlavního zdvihu. Potom maximální zatížení vypočteme ze statické rovnováhy. Σ F = 0: Σ M K (m k + Q ).g (5.1) K1 K = 0 (m k + Q ).g = 0:.(4,33,05) K 1.4,33 = 0 Obr. 5.. Zatížení 43

44 Protože osa kladnice leží přesně v polovině rozchodu kol (viz. obr. 5.3.), potom: (5.) K1 = K3 = Kmax K = K4 Zatížení hnacího kola K 1 = K 3 = K max = (5.3) 4,33 ) ,33,05. = ,30 4,33 = ,3 N K max = K max (48.10 (m k + Q).g. 4,33,05 3 Obr Zatížení kol Zatížení hnaného kola K = K4 = (m k + Q ).g K ,81 K = K4 = ,3 = ,7 K = K 4 = ,7 N ( mk = kg Q = Kg (5.4) ) hmotnost celé kočky hmotnost normového břemena Kontrola kol Výpočet je proveden dle literatury [11] Pro zadanou kolejnici KP 10 jsou předběžně navrhnuta kola o ø 710 mm z materiálu 4CrMo4 44

45 K max K 0.c1.c.c ,3 < ,5.1,1.1 (5.5) ,3 < , navržené kolo vyhovuje c1 = 1,5 c = 1,1 c3 = 1 K0 koeficient materiálu koeficient otáček koeficient trvání provozu porovnávací tlak kola vypočtený z rovnice: K 0 = 5,6.D.k i K 0 = 5, = N (5.6) K 0 = N D = 710 mm ki = 108 mm průměr pojezdového kola ideální užitečná šířka kolejnice 5. Výpočet pohonu pojezdu Výpočet je proveden dle literatury [6] 5..1 Volba motoru Při pojíždění stálou rychlostí motor překonává jen moment pasivních odporů (viz. obr. 5.4.) Odpor pojížděcích kol L e + f č.r T = [(m k + Q ).g ]. +.χ 800.l R 4,5 0,8. + 0, T = , = 10999, ,33 [( ) (5.7 ) ] T = 10999,3 N e = 0,8 mm fč =0,015 r = 65 mm R = 355 mm L = 4,5 m l = 4,33 m χ=1 rameno valivého odporu součinitel čepového tření poloměr čepu poloměr kola rozchod kol rozvor kol součinitel vyjadřující způsob vedení kočky pomocí nákolků 45

46 Výkon motoru P0 = [(T + F1 ).δ + FS ].v P (5.8) η C [(10999,3 + 0).1 + 0].5 = 4,875 P0 = ,94 P0 = 4,88 kw Obr Odpor pojížděcích kol F1 = 0 N FS = 0 N δ=1 vp = 5 m. min-1 ηc = 0,94 síla větru síla vznikající při sklonu jeřábové dráhy součinitel kombinace pasivních odporů a síly větru pojezdová rychlost kočky celková mechanická účinnost Je zvolen 3. fázový asynchronní motor s kroužkovou kotvou od firmy Siemens s označením P160M06 se základními parametry: výkon motoru: otáčky motoru: zatěžovatel: jmenovitý moment: poměr momentů: moment setrvačnosti: P = 6,8 kw nm = 945 min-1 ε = 40% Mn = 68,7 N.m Mmax/Mn = 3,6 Jm = 0,063 Kg.m Jeřáb bude pracovat v prostředí o teplotě maximálně 50 oc. Pro tuto teplotu je korekční součinitel roven jedné. Proto není nutné korigovat výkon motoru. 5.. Volba převodovky Otáčky kola nk = vp π.d 5 nk = = 11,08 π.0,710 (5.9) n k = 11,08 min 1 46

47 Převodový poměr i př = nm nk (5.10) 945 = 84,315 11,08 i př = 84,315 i př = Je volena převodovka s označením PS 700 s převodovým poměrem i = 83,4. Jedná se o třístupňovou čelní převodovku. Vybraná převodovka je dimenzovaná na 4 hodinový denní provoz. Skutečná pojezdová rychlost π.d.n m i π.0, = = 5,3 83,4 (5.11) v psk = v psk v psk = 5,3 m. min Kontrola motoru na momentovou přetížitelnost Moment pasivních odporů M T = T. R i.η C (5.1) 0,355 = 49,904 83,4.0,94 M T = 49,90 N.m M T = 10999,3. Moment zrychlujících sil hmotností přímočaře se pohybujících M zp = Fzp. v psk R R = (m k + Q ).. i.η C 60.t a i.η C ( (5.13) 5,3 0,355 ) 60. = 97,37.3,5 83,4.0,94 M zp = M zp = 97,37 N.m ta = 3,5 s zvolená doba rozběhu 47

48 Moment zrychlujících sil hmotností rotujících M zr = α.j m..π.n m 60.t a M zr = 1,1.0,063. (5.14).π.945 = 1, ,5 M zr = 1,96 N.m α = 1,1 součinitel zahrnující vliv dalších rotujících hmotností kromě motoru Moment síly větru Jeřáb pracuje v uzavřeném prostoru proto: MF = 0 N.m Moment síly od hmotnosti zatíženého jeřábu na nakloněné rovině Sklon pojezdové dráhy je 0o proto: Mm = 0 N.m Rozběhový moment Protože momenty od síly větru a od hmotnosti zatíženého jeřábu na nakloněné rovině jsou nulové, motor musí překonat jen moment pasivních odporů a momenty setrvačné. M roz = M T + M zp + M zr (5.15) M roz = 49, ,37 + 1,96 = 149,3 M roz = 149,3 N.m Podmínka momentové přetížitelnosti M roz κ.m n (5.16) 149,3 <,35.68,7 149,3 < 161,445 vyhovuje κ =,35 M max + 1,1 Mn κ= 3,6 + 1,1 κ= =,35 κ =,35 součinitel středního spouštěcího momentu vypočtený z rovnice: (5.17 ) 48

49 Stejně tak výkon motoru na konci rozběhu musí vyhovovat podmínce:.π.n m κ.p π ,3. <,35.6, ,768 < 15,98 (5.18) Proz = M roz. Navržený motor vyhovuje 5..4 Kontrola doby rozběhu Doba rozběhu nesmí být příliš malá, aby kola při rozjezdu neprokluzovala následkem velké tažné síly motoru, proto je nutno kontrolovat adhezní tíhu kočky vzhledem k tažné síle motoru. Při bezvětří: k.t + α. (m k + Q ).v psk t min = t min α.(m k + Q ).v psk 60.(K adh.f k.t ) ( ) 1, ,3 = 0, (919466,6.0,14 1,.10999,3) = 0,78 s t min = t min (5.19) = K adh.f t min t a 0,78 < 3,5 (5.0) vyhovuje α = 1, f = 0,14 k = 1, Kadh = ,6 N součinitel vyjadřující vliv rotujících hmotností součinitel kluzného tření bezpečnost adhezní tíha kočky vypočtená z rovnice: Adhezní tíha kočky je tíha od všech hnacích kol K adh = K 1 + K 3 =.K max (5.1) K adh = ,3 = ,6 K adh = ,6 N 49

50 U jeřábů převážející tekutý kov nemá zrychlení překročit 0, m.s-. a= a= v psk (5.) 60.t a 5,3 = 0, ,5 a = 0,1 m.s Zvolená doba rozběhu 3,5 s vyhovuje obou podmínkám 5.3 Brzda pojezdu Výpočet je proveden dle literatury [6] Výpočet brzdy Moment zrychlujících sil hmotností přímočaře se pohybujících M zp = Fzp. v psk R R.η C = (m k + Q )...η C i 60.t b i ( (5.3) 5,3 0,355 ) 60..0,94 = 86,037.3,5 83,4 M zp = M zp = 86,037 N.m tb = 3,5 s zvolená doba brzdění Moment pasivních odporů M T = T. R.η C i (5.4) 0,355.0,94 = 44,095 83,4 M T = 44,095 N.m M T = 10999,3. Moment zrychlujících sil hmotností rotujících M zr = α.j m..π.n m 60.t b M zr = 1,1.0,063. (5.5).π.945 = 1, ,5 M zr = 1,96 N.m 50

51 α = 1,1 součinitel zahrnující vliv dalších rotujících hmotností kromě motoru Moment síly větru Jeřáb pracuje v uzavřeném prostoru proto: MF = 0 N.m Brzdící moment (5.6) M b = M zp M T + M zr M b = 86,037 44, ,96 = 43,90 M b = 43,90 N.m Je zvolena dvoučelisťová brzda s Elhy typ EB0/50C1 ZW s rozsahem brzdného momentu 0-84 N.m. Tato brzda bude nastavena na brzdící moment 50 N.m. Základní parametry: průměr: D = 00 mm šířka obložení: B = 80 mm brzdící moment: Musk = 50 N.m 5.3. Kontrola doby brzdění Brzdící doba se musí volit v určitých mezích. A to tak, aby nebyla příliš malá a následkem toho se při prudkém zastavení břemeno nerozhoupalo, ani příliš vysoká, aby se dala odhadnout vzdálenost dojezdu. a) Minimální doba Je to doba, při níž by se kola dostala do smyku. Bez uvažování síly větru a příčení kočky se určí z rovnováhy setrvačných sil a třecí síly pod brzděnými koly. Protože je brzděna polovina kol pak: α. (m k + Q ).v psk t b min t b min = (5.7 ) α.(m k + Q ).v psk 60.(K adh.f + T4 ) ( ) 1, ,3 = 0, (919466,6.0, ,53) = 0,673 s t b min = t b min = K adh.f + T4 T4 = 507,53 N síla pasivních odporů připadající na nebrzděná kola vypočtená z rovnice: 51

52 L e + f č.r + T4 = (K + K 4 )..χ 800.l R 4,5 0,8. + 0, T4 = (413356, ,7 ). +.1 = 507, ,33 (5.8) T4 = 507,53 N b) Maximální doba Je to doba, při níž kočka není brzděna. Určí se z předpokladu, že práce zrychlující síly se vypotřebuje prací pasivních odporů. t b max = α. t b max t b max (m k + Q ).v psk 60.T ,3 = 1,. = 8, ,3 = 8,195 s ( (5.9) ) Zvolená doba brzdění 3,5s vyhovuje, protože leží v intervalu mezi vypočtenou minimální a maximální dobou brzdění. Skutečná doba brzdění t bsk = (m k + Q ).v psk. R.η C + α.j m..π.n m i R M usk + T..η C i 5,3 0, ,94 + 1,1.0,063..π ,4 60 = = 3,73 0, ,3..0,94 83,4 = 3,73 s ( t bsk t bsk (5.30) ) Za tuto dobu ujede kočka vzdálenost: l= v psk.t b.60 5,3.3,73 l= = 0, l = 0,7 m (5.31) 5

53 6. Hřídel hnacího pojezdového kola 6.1 Zatížení hřídele a) Kroutící moment Kroutící moment je z převodovky rozváděn na dvě kola, která jsou stejně zatížena. (6.1) M n.i 68,7.83,4 Mk = = 859,94 M k = 859,3 N.m Mk = Mn = 68,7 N.m i = 83,4 jmenovitý moment motoru převodový poměr b) Axiální síla od příčení H tp = λ. K (6.) H tp = 0, = 43654,5 H tp = 43654,5 N součinitel příčení: (6.3) L l 4500 λ = 0,05. = 0, λ = 0,06 λ = 0,05. Obr Příčení kočky Dle normy [5] musí být součinitel nejméně 0,05 a nejvíce 0, λ = 0,05 zatížení kol na více zatížené větvi jeřábové dráhy: K = K + K = K + K K = , ,7 = K = N K1 = K3 = ,3 N K = K4 = ,7 N (6.4) zatížení hnacího kola zatížení hnaného kola 53

54 c) Radiální zatížení F = 0 : F = 0 : M = 0 : x FAx + FBx K max = 0 z H tp FAz = 0 A (6.5) K max.0,17 + H tp.0,355 FBx.0,34 = 0 FBx = 75447,0 N FAx = 18486,3 N 6. Návrh rozměrů hřídele 6..1 Vstupní průměr hřídele Vstupní průměr se počítá předběžně pouze na namáhání krutem se sníženým dovoleným napětím. d 3 16.M k π.τ Dk (6.6) , = 80,419 π.8 d 80,4 mm d 3 Protože na vstupním hřídeli musí být z důvodu spojky drážkování, je zvoleno dle ČSN drážkování 10x11x16 D = 11 mm d = 10 mm B = 16 mm f = 0,5 mm h = 5 mm n = 10 Střední průměr D+d Ds = = 107 D s = 107 mm Ds = Obr. 6.. Drážkování (6.7 ) 54

55 Účinná plocha všech drážek na 1 mm délky náboje A = 0,75.n.(h.f ) A = 0,75.10.(5.0,5) = 30 (6.8) A = 30 mm / mm Délka drážkování Nejmenší délka drážkování se vypočte z podmínky na otlačení. p=.m k F = A.l min D s.a.l min l min = l min l min (6.9).M k p D.D s.a.859, = =, =,7 mm pd = 80 MPa dovolené napětí v tlaku 6.. Odstupňování hřídele Obr Hřídel hnacího pojezdového kola 55

56 6..3 Návrh pera Pro ø 165 mm je zvoleno pero 40e7 x x l se základními parametry: b = 40 mm t = 13,5 mm t1 = 8,5 mm Potřebná délka pera se určí z podmínky na otlačení v náboji p = F pd l v.t 1 lv = (6.10) F p D.t 1 3, = 3, ,5 l v = 3,31 mm lv = pd = 10 MPa F = 3,96 kn Obr Skutečná délka pera dovolený tlak síla působící na pero v náboji, vypočtena z rovnice: (6.11) Mk d t ,3 = 3,960 F = 165 8,5 + F = 3,96 kn F = Skutečná délka pera Obr Zatížení pera l = l v +.R = l v + B (6.1) l = 3, = 7,31 l = 7,31 mm Dle normy ČSN 0 56 bude zvolena délka pera l = 140 mm Kontrola pera na otlačení v hřídeli F1 t.l 37, p1 = = 19,973 13,5.140 p1 = 19,973 MPa < 10 MPa vyhovuje p1 = (6.13) 56

57 F1 = 37,75 kn síla působící na pero v hřídeli, vypočtena z rovnice: Mk d t 859,3 = 37,746 F1 = ,5 F1 = 37,75 kn (6.14) F1 = Navržené pero 40e7 x x 140 vyhovuje 6.3 Kontrola hřídele Hřídel se musí kontrolovat na statickou a dynamickou pevnost ve všech místech, kde dochází ke koncentraci napětí vlivem vrubu (viz. obr. 6.3.). Při pojíždění dochází k ohybu za rotace, proto je při výpočtu na dynamickou pevnost uvažován souměrně střídavý ohyb a míjivý krut, což je nejnepříznivější namáhání, které může nastat. Pro souměrně střídavý ohyb a míjivý krut platí: σa = σo, τa = τm = σm = 0 τk Materiál hřídele: Rm = 680 MPa Re = 380 MPa Res = 45 MPa Mez únavy ohybu σ Co = 0,49.R m (6.15) σ Co = 0, = 333, σ Co = 333, MPa Mez únavy v krutu τ Ck = 0,35.R m (6.16) τ Ck = 0, = 38 τ Ck = 38 MPa 57

58 6.3.1 Průřez 1 Průřezové charakteristiky a) Modul průřezu v ohybu π.d 3 b.t.(d t ) 3.d π ,5.(165 13,5) Wo = = , Wo = ,1 mm 3 (6.17 ) Wo = b) Modul průřezu v krutu π.d 3 b.t.(d t ).d 16 3 π ,5.(165 13,5) Wk = = , Wk = ,5 mm 3 Wk = (6.18) Namáhání průřezu a) Napětí v ohybu σo = (6.19) M o FBx.170 = Wo Wo = 116, ,1 σ o = 116,06 MPa σo = Obr Průřez b) Napětí v krutu τk = Mk Wk (6.0) 859, = 3, ,5 τ k = 3,386 MPa τk = 58

59 Kontrola statické pevnosti Redukované napětí σ red = σ o + 3.(α o.τ k ) (6.1) σ red = 116, (0,7.3,386 ) = 116,134 σ red = 116,134 MPa αo = 0,7 opravný součinitel pro střídavý ohyb a míjivý krut Bezpečnost ks = (6.) Re σ red 380 = 3,7 116,134 k s = 3,7 > 1,5 vyhovuje ks = Kontrola dynamické pevnosti Pro souměrně střídavý ohyb a míjivý krut platí: (6.3) σ a = σ o = 116,06 MPa σm = 0 τa = τm = τ k 3,386 = = 1,693 MPa Bezpečnost v ohybu kσ = kσ = (6.4) σ Co βσ.σ a + ψ σ.σ m ν σ.ε p 333, 1.116,06 + 0, ,7.0,93 k σ = 1,869 = 1,869 59

60 Bezpečnost v krutu kτ = τ Ck (6.5) βτ.τ a + ψ τ.τ m ν τ.ε p 38 kτ = 1,67.1, ,038.1,693 0,7.0,93 k τ = 54 βσ = 1 βτ = 1,67 ψσ = 0,056 ψτ = 0,038 υσ = 0,7 υτ = 0,7 εp = 0,93 = 54,000 vrubový součinitel pro ohyb (lze zanedbat) vrubový součinitel pro krut součinitel vyjadřující citlivost materiálu na nesouměrnost cyklu pro ohyb součinitel vyjadřující citlivost materiálu na nesouměrnost cyklu pro krut součinitel velikosti součásti pro ohyb součinitel velikosti součásti pro krut součinitel jakosti povrchu součásti Výsledná dynamická bezpečnost kd = kd = k σ.k τ kσ + kτ 1, , k d = 1,868 (6.6) = 1,868 > 1,5 vyhovuje Při míjivém krutu je třeba ještě kontrolovat bezpečnost proti plastickým deformacím k τ = R es τk 45 = 7,357 3,386 k τ = 7,357 > kτ (6.7 ) k τ = vyhovuje Navržený průřez vyhovuje na statickou i dynamickou pevnost. 60

61 6.3. Průřez V tomto průřezu působí pouze ohybové napětí Průřezové charakteristiky Modul průřezu v ohybu π.d 3 3 π Wo = = ,85 3 Wo = ,85 mm 3 (6.8) Wo = Namáhání průřezu Napětí v ohybu σo = M o FAx.95 = Wo Wo Obr Průběh momentu (6.9) 18486,3.95 = 5, ,85 σ o = 5,838 MPa σo = Kontrola statické pevnosti Bezpečnost ks = Re σo (6.30) 380 = 7,19 5,838 k s = 7,19 > 1,5 vyhovuje ks = Kontrola dynamické pevnosti Pro souměrně střídavý ohyb platí: σ a = σ o = 5,838 MPa σm = 0 (6.31) 61

62 Bezpečnost v ohybu kσ = σ Co (6.3) βσ.σ a + ψ σ.σ m ν σ.ε p 333, kσ = =,85 1,30.5, , ,7.0,84 k σ =,85 > 1,5 vyhovuje βσ = 1,30 ψσ = 0,056 υσ = 0,7 εp = 0,84 vrubový součinitel pro ohyb součinitel vyjadřující citlivost materiálu na nesouměrnost cyklu pro ohyb součinitel velikosti součásti pro ohyb součinitel jakosti povrchu součásti Navržený průřez vyhovuje na statickou i dynamickou pevnost Ostatní průřezy Dynamická bezpečnost Statická bezpečnost Průřez 1 1,868 3,7 Průřez,85 7,19 Průřez 3,764 7,91 Průřez 4 1,887 4,751 Průřez 5 1,846 4,85 Průřez 6 7,855 9,073 Průřez 7 8,086 17,854 ; Navržený hřídel vyhovuje z hlediska statické i dynamické pevnosti, protože ve všech průřezech vyšla dynamická i statická bezpečnost vyšší jak 1,5. Nejnižší dynamické bezpečnosti se pohybují kolem 1,8, a to konkrétně v průřezech 1, 4, 5. Ve skutečnosti však tyto hodnoty budou mnohem vyšší, protože hřídel pojezdového kola není vždy zatěžována maximálním tlakem. 6

63 7 Závěr Hlavní zdvih Lanový systém hlavního zdvihu je navržen na převod 6. Pánev tedy visí celkem na dvanácti průřezech lana. S ohledem na hutní provoz je pro tento zdvih zvoleno lano Casar Stratoplast o ø 34 mm. Pohon zdvihu zabezpečuje asynchronní motor s kroužkovou kotvou o výkonu 90kW. Spojení motoru a převodovky je zajištěno pomocí dvou pružných brzdových spojek s pryžovými válečky. Na každou spojku působí dvoučelisťová brzda ovládaná Elhy. Na výstupní hřídel převodovky je přímo přes spojku nasazen lanový buben, který je na opačné straně uložen v bubnovém ložisku. Lanový buben je svařovaný a obsahuje celkem 4 levých a 4 pravých závitů. Při nejnižší poloze kladnice zůstávají na bubnu neodmotány 3 závity před lanovými příložkami. Z bubnu je pak lano vedeno do spodní kladnice. Kladnice obsahuje dvojitý hák a je vyrobena ve zkráceném provedení. Pro vyšší bezpečnost je u hlavního zdvihu použita ještě brzda kotoučová. Jedná se o brzdu nouzovou od firmy SIME Stromag typ SH 15-3/US -3. Brzda je použita pouze při překročení otáček lanového bubnu nebo při výpadku elektrického proudu. Je ovládána hydraulicky a k odbrzdění dochází vlivem tlaku oleje. Pomocný zdvih Lanový systém pomocného zdvihu je navržen na převod 4. Břemeno tedy visí celkem na osmi průřezech lana. Lano je zvoleno Casar Stratoplast o ø 6 mm. Pohon zabezpečuje asynchronní motor s kroužkovou kotvou o výkonu 90kW. Spojení motoru je zajištěno pomocí pružné brzdové spojky s pryžovými válečky, na kterou působí dvoučelisťová brzda ovládaná Elhy. Druhá brzda je umístěna na opačné straně převodovky. Uložení bubnu je stejné, jako u hlavního zdvihu. Lanový buben je svařovaný a obsahuje celkem 1 levých a 1 pravých závitů. Při nejnižší poloze kladnice zůstávají na bubnu neodmotány 3 závity před lanovými příložkami. Kladnice obsahuje jednoduchý hák a je vyrobena v normálním provedení. Pojezd kočky Kočka pojíždí celkem po čtyřech kolech. Dvě kola jsou hnaná, dvě hnací. Kola jsou opatřena oboustrannými nákolky. Pohon pojezdu zabezpečuje asynchronní motor s kroužkovou kotvou o výkonu 6,8 kw. Spojení motoru a převodovky zajišťuje pružná brzdová spojka s pryžovými válečky, na kterou působí dvoučelisťová brzda ovládaná Elhy. Kroutící moment je pak z výstupu převodovky veden pomocí spojek přímo na hnací kola. 63

64 8 Seznam použité literatury [1] REMTA, František; KUPKA, Ladislav; DRAŽAN, František. Jeřáby 1.díl..vyd. Praha: SNTL nakladatelství technické literatury, 1974, 645s. [] KŘÍŽ, Rudolf; VÁVRA, Pavel. Strojírenská příručka: svazek 5. Praha: SCIENTIA, spol. s.r.o., s. ISBN X [3] SVOBODA, Pavel; BRANDEJS, Jan; KOVÁŘÍK, Robert; SOBEK, Evžen. Základy konstruování: Výběr z norem pro konstrukční cvičení. Akademické nakladatelství CERM, s.r.o.,brno s. ISBN [4] ČSN Zdvihací zařízení. Výpočet ocelových lan pro jeřáby a zdvihadla. Vydavatelství úřadu pro normalizaci a měření, Praha MDT 61.86/87.06: [5] ČSN Navrhování ocelových konstrukcí jeřábů. Výpočet podle mezních stavů. Vydavatelství norem, Praha MDT : [6] ON Zdvihací zařízení. Navrhování mechanismů jeřábů. Vydavatelství úřadu pro normalizaci a měření, Praha MDT [7] ČSN ISO 4301/1. Jeřáby a zdvihací zařízení. Klasifikace část 1: všeobecně. Crane servis Praha 199; Chromečka, Miroslav. MDT [8] ČSN ISO 4308/1. Jeřáby. Výběr ocelových lan, část 1: všeobecně. Crane servis Praha 199; Chromečka, Miroslav. MDT [9] DIN Hebezeuge. Rillenprofile für Seilrollen. Deutsches institut für normung e.v., Berlin DK 61.86/.87 [10] Podklady KPS: Výběr lanových kladek NKS ; NKS [11] Podklady KPS: Základy výpočtu pojížděcích kol Elektronické zdroje: [1] [13] [14] [15] [16] 64

65 9 Seznam použitých veličin Značka Veličina Jednotka A a B,b,b1 C C0 c1 c c3 d,d DB Dk dl e F FL Fu F0 f fč G g H,h Htp hz h1 h h3 i ik ipř J Jm Kadh K0 účinná plocha všech drážek na 1mm délky náboje zrychlení šířkové rozměry dané součásti dynamická únosnost statická únosnost koeficient materiálu koeficient otáček koeficient trvání provozu průměr dané součásti průměr lanového bubnu průměr kladky průměr lana rameno valivého odporu síla působící na danou součást síla v laně zaručená únosnost lana minimální únosnost lana součinitel kluzného tření součinitel čepového tření hmotnost stálého břemena gravitační zrychlení výškové rozměry dané součásti síla od příčení kočky výška zdvihu součinitel pro lanový buben součinitel pro vodící kladku součinitel pro vyrovnávací kladku skutečný převodový poměr převod kladkostroje převodový poměr kvadratický moment průřezu moment setrvačnosti motoru adhezní tíha kočky porovnávací tlak kola [mm/mm] [m.s-] [mm] [kn] [kn] [mm] [mm] [mm] [mm] [mm] [N] [N] [N] [N] [N] [m.s-] [mm] [N] [m] [mm4] [Kg.m] [kn] [kn] 65

66 Značka Veličina Jednotka K ki k,ks,kd,kτ kd L L LB L10 L l Mb MF Mk Mm Mn Mo Mroz Mst MT Mu Musk Mzp Mzr mk n nb nbsk nk nkl nm P Pe Pe0 Proz P0 p zatížení daného kola ideální užitečná šířka kolejnice bezpečnost pro dané zatížení dovolená bezpečnost délka navinutého lana rozchod kol celková délka bubnu trvanlivost ložiska délka závitů lana na bubnu rozvor kol brzdný moment moment síly větru kroutící moment moment síly od hmotnosti zatížené kočky na nakloněné rovině jmenovitý moment ohybový moment rozběhový moment statický moment břemena moment pasivních odporů skutečný brzdící moment brzdící moment dané brzdy moment zrychlujících sil posuvných hmotností moment zrychlujících sil rotujících hmotností hmotnost kočky počet nosných průřezů v jedné větvi lanového převodu otáčky bubnu skutečné otáčky bubnu otáčky kola otáčky kladky otáčky motoru výkon motoru ekvivalentní dynamické zatížení ložiska ekvivalentní statické zatížení ložiska výkon na konci rozběhu předběžný výkon motoru napětí v tlaku [kn] [mm] [mm] [m] [mm] [hod] [mm] [m] [N.m] [N.m] [N.m] [N.m] [N.m] [N.m] [N.m] [N.m] [N.m] [N.m] [N.m] [N.m] [N.m] [Kg] [min-1] [min-1] [min-1] [min-1] [min-1] [kw] [N] [N] [kw] [kw] [MPa] 66

67 Značka Veličina Jednotka pd Q R,r Re Res Rm s t t0 t1 T4 ta tb tbs tbz vz vzsk vp vpsk Wo Wk yt Zp Zpsk z zb α α ασ βσ, βτ δ ε εp ηk ηi ηc dovolené napětí v tlaku hmotnost normového břemena poloměr dané součásti mez kluzu v tahu mez kluzu ve smyku mez pevnosti v tahu tloušťka stěny bubnu výška pera v hřídeli stoupání závitu výška pera v náboji síla pasivních odporů připadající na nebrzděná kola doba rozběhu doba brzdění skutečná doba brzdění při spouštění skutečná doba brzdění při zvedání zdvihová rychlost skutečná zdvihová rychlost pojezdová rychlost skutečná pojezdová rychlost průřezový modul v ohybu průřezový modul v krutu vzdálenost těžiště v ose y minimální součinitel bezpečnosti skutečný součinitel bezpečnosti lana počet větví lanového převodu počet závitů součinitel zahrnující další rotující hmotnosti kromě motoru součinitel vyjadřující vliv rotujících hmotností součinitel tvaru pro ohyb vrubový součinitel pro dané zatěžování součinitel kombinace pasivních odporů a síly větru zatěžovatel součinitel jakosti povrchu součásti účinnost lanového převodu účinnost převodovky celková účinnost [MPa] [Kg] [mm] [MPa] [MPa] [MPa] [mm] [mm] [mm] [mm] [N] [s] [s] [s] [s] [m.min-1] [m.min-1] [m.min-1] [m.min-1] [mm3] [mm3] [mm] 67