ČESKÉ VYSOKÉ UČENÍ TECHNICKÉ V PRAZE FAKULTA STROJNÍ Návrh rekonstrukce sklepního výtahu The project of reconstruction of basement elevator Bakalářská práce Studijní program: Studijní obor: B34 TEORETICKÝ ZÁKLAD STROJNÍHO INŽENÝRSTVÍ 301R000 Studijní program je bezoborový Vedoucí práce: doc. Ing. Jan Bečka, CSc. Jan Pokorný Praha 016
Prohlášení Prohlašuji, že jsem svou bakalářskou práci s názvem: Návrh rekonstrukce sklepního výtahu vypracoval samostatně pod vedením doc. Ing. Jana Bečky, CSc., a použil jsem pouze podklady uvedené na konci mé bakalářské práce v seznamu použité literatury. V Praze dne. Jan Pokorný
Poděkování Tímto bych rád poděkoval vedoucímu mé bakalářské práce doc. Ing. Janu Bečkovi, CSc., za cenné připomínky a metodické vedení práce. Dále bych rád poděkoval své přítelkyni a rodině za podporu během celé doby mého studia.
Anotační list Jméno autora: Jan POKORNÝ Název BP: Anglický název: Návrh rekonstrukce sklepního výtahu The project of reconstruction of basement elevator Rok: 016 Studijní program: B34 Teoretický základ strojního inženýrství Obor studia: 301R000 Studijní program je bezoborový Ústav: Vedoucí BP: doc. Ing. Jan Bečka, CSc. Konzultant: Ing. Jaroslav Křička, Ph.D. Bibliografické údaje: počet stran 58 počet obrázků 31 počet tabulek počet příloh 11 Klíčová slova: Keywords: Anotace: Pohon; výtah; čelní převodovka; výkon; krouticí moment Drive; platform; front gear transmition; power; torsion moment Tato bakalářská práce se zabývá návrhem pohonu sklepního výtahu. Obsahuje stručnou rešerši na téma zdvihacích plošin a základní kinematické, dynamické a pevnostní výpočty pohonu a částí plošiny. Abstract: This thesis concentrates on design of cargo lifting platform drive. It contains a brief research of the cargo lifting platforms theme and a basic kinematic, dynamic and strength calculations of the drive and parts of the platform. Návrh rekonstrukce sklepního výtahu V
Obsah ČVUT v Praze 1 ÚVOD...- 1-1.1 HISTORIE VÝTAHŮ...- 1 - NÁKLADNÍ ZDVIHACÍ PLOŠINY...- -.1 TYPY ZDVIHACÍCH ZAŘÍZENÍ...- -.1.1 Trakční výtahy... - -.1.. Malé nákladní výtahy... - 3 -.1.3 Sklepní nákladní výtahy... - 3 -. ROZDĚLENÍ VÝTAHŮ DO TŘÍD...- 5 -.3 ROZDĚLENÍ VÝTAHŮ PODLE DRUHU POHONU...- 5 -.3.1 Elektrický pohon... - 5 -.3. Hydraulický pohon... - 7-3 ŘEŠENÍ POHONU VÝTAHU...- 8-3.1 VYBRANÁ VARIANTA...- 8-3.VÝBĚR NAKUPOVANÝCH SOUČÁSTÍ... - 9-3..1 Elektromotor... - 9-3.. Spojka s bubnovou brzdou... - 9-3..3 Vedení klece... - 9-3..4 Výpočet zatížení...- 10-3..5 Návrh řetězu a řetězových kol...- 11-3..6 Otáčky, krouticí moment a výkon řetězového převodu...- 11-3..7 Volba elektromotoru...- 1-3.3 NÁVRH A VÝPOČET PŘEVODOVKY... - 13-3.3.1 Návrh celkového převodového poměru...- 14-3.3. Návrh dílčích převodových poměrů, počtu zubů a sklonu ozubení...- 14-3.3.3 Návrh minimálních průměrů hřídelí...- 15-3.3.4 Návrh modulů ozubení... - 16-3.3.5 Základní rozměry ozubených kol a určení osové vzdálenosti...- 17 - Návrh rekonstrukce sklepního výtahu VI
3.3.6 Určení velikosti korekcí ozubení...- 18-3.3.7 Rozdělení korekcí a výpočet valivé osové vzdálenosti...- 19-3.3.8 Pevnostní kontrola ozubení...- 0-3.3.9 Silové poměry v ozubení... - 0-3.3.10 Výpočet reakcí, průběhů ohybového momentu a jeho maxima...- 1-3.3.11 Kontrola ložisek...- 8-3.3.1 Statická pevnostní kontrola hřídelí...- 9-3.3.13 Kontrola dynamické bezpečnosti předlohového hřídele...- 30-3.3.14 Torzní tuhost předlohového hřídele...- 3-3.3.15 Kontrola průhybu a natočení předlohové hřídele...- 33-3.4 NÁVRH ŘETĚZOVÉHO PŘEVODU (PŘEVODOVKA VÝTAH)... - 36-3.4.1 Výpočet jmenovitého výkonu přenášeného řetězovým převodem...- 37-3.4. Výpočet počtu článků řetězu...- 37-3.4.3 Skutečná osová vzdálenost řetězových kol...- 38-3.4.4 Obvodová rychlost řetězu...- 38-3.4.5 Silové poměry řetězového převodu...- 38-3.4.6 Pevnostní kontrola řetězového převodu proti přetržení řetězu...- 40-3.5 NÁVRH A KONTROLA TĚSNÝCH PER... - 41-3.5.1 Pero na vstupní hřídeli (pod brzdou)...- 41-3.5. Pero na předlohové hřídeli (pod ozubeným kolem )... - 41-3.5.3 Pero na výstupní hřídeli (pod ozubeným kolem 4)...- 41-3.5.4 Pero na výstupní hřídeli (pod řetězovým kolem 5)...- 41-3.6 VÝPOČET SILOVĚ NAMÁHANÝCH ŠROUBOVÝCH SPOJŮ... - 4-3.6.1 Výpočet šroubového spojené konstrukce plošiny a unašeče (upravený L profil)...- 4-3.6. Výpočet šroubového spojení unašeče (upravený L profil) a unášivých členů řetězu...- 43-3.7 NÁVRH ULOŽENÍ ŘETĚZOVÉHO KOLA NA HŘÍDELI NÁSTĚNNÉ KLADKY... - 44-3.7.1 Pevnostní výpočet...- 44-3.7. Návrh a kontrola ložisek... - 45-3.8 VÝPOČET POTŘEBNÉHO BRZDNÉHO MOMENTU A NÁVRH VELIKOSTI BRZDY... - 46 - Návrh rekonstrukce sklepního výtahu VII
3.9 NÁVRH RÁMU... - 47-3.10 NÁVRH VODÍTEK... - 47-3.11 UMÍSTĚNÍ POHONU VE STROJOVNĚ... - 48-4 ZÁVĚR...- 49-5 SEZNAM POUŽITÝCH SYMBOLŮ...- 50-6 POUŽITÉ ZDROJE...- 55-7 SEZNAM OBRÁZKŮ A TABULEK...- 56-7.1 OBRÁZKY:... - 56-7. TABULKY:... - 57-8 PŘÍLOHY...- 58 - Návrh rekonstrukce sklepního výtahu VIII
1 Úvod ČVUT v Praze V průmyslu je jedním z nejdůležitějších faktorů pro správný chod podniku, zajištění přepravy a manipulace látek, materiálu nebo výrobků nejrůznějších druhů. Takovou problematikou se zabývá právě tato práce. Práce se konkrétně zabývá problematikou sklepního výtahu, a to především návrhem jeho pohonu. Sklepní výtah v této práci bude zajišťovat transport sudů, popelnic a dalšího materiálu do sklepních prostor objektu. Cílem práce je navrhnout konstrukci a pohon výtahu tak, aby splňovala prostorové i ekonomické požadavky a především bezpečnost při jejím používání. 1.1 Historie výtahů První pokusy s dopravou nákladů se datují již 900 let př. n. l. při stavbě pyramid. Nejednalo se ovšem o výtah, jak ho dnes vnímáme. Výtah, který se konstrukcí příliš neliší od výtahu používaných dnes, postavili v roce 1835 vynálezci Frost a Strutt. Výtah byl poháněn parním strojem, z něhož se energie přenášela na pracovní stroj s protizávažím. Návrh rekonstrukce sklepního výtahu - 1 -
Nákladní zdvihací plošiny Nákladní zdvihací plošiny slouží k přepravě břemen různých rozměrů i hmotností ve vertikálním směru, nejčastěji po svislé nebo mírně nakloněné ose. Využívají nejrůznější způsoby pohonu. Pravděpodobně nejběžnější jsou elektricky poháněné zdvihací mechanismy, tedy pomocí elektromotoru nebo hydraulicky poháněné zdvihací mechanismy, které využívají tlakovou energii kapalin k přeměně na mechanickou práci zdvihacího zařízení..1 Typy zdvihacích zařízení.1.1 Trakční výtahy Trakční pohony se využívají například u plošin, které jsou rozměrově omezeny z prostorových důvodů. Využívají lanových a řetězových navíjecích systémů, nebo jsou unášeny na nekonečné lanové či řetězové smyčce. Výhodou těchto systémů je vysoká účinnost například u řetězů zhruba 95%. Principem trakčního pohonu s využitím nekonečné řetězové smyčky je umístění řetězu na řetězová kola, z nichž jedno je poháněno elektromotorem. Potřebné otáčky jsou docíleny využitím převodovky. Vhodně se jeví využití šnekové převodovky, která zajišťuje možnost velkého převodu a zároveň bezpečnost díky samosvornosti šnekového převodu. [9]. Obrázek 1: Stavební trakční výtah Böcker [14] Návrh rekonstrukce sklepního výtahu - -
.1.. Malé nákladní výtahy Tento typ výtahu je nejčastěji používán v restauracích, skladech a drobných provozovnách, kde se přepravují pouze drobné předměty s nízkou hmotností a není potřeba převážet osoby. Malé nákladní výtahy mohou být s nosností od 50 do 300 kilogramů a jejich plocha je většinou do 1m. Do gastronomických zařízení, jako jsou jídelny nebo restaurace, se malé nákladní výtahy vyrábějí v nerezovém provedení. V nerezovém provedení se vyrábějí nejen kabiny, ale také dveře výtahu včetně ovládacích panelů. Výhodou je minimální požadavek na rozměry šachty a nízká pořizovací cena [5]. Obrázek : Malý nákladní výtah [6].1.3 Sklepní nákladní výtahy Tyto výtahy většinou slouží pro přepravu nákladů ze sklepních prostor na povrch. Na povrchu je výtahová šachta kryta plechem, který si výtah odklopí pomocí gotického oblouku, který je součástí klece výtahu. Vedení výtahu a pohon výtahu je proto umístěn pod úrovní terénu. Sklepním výtahem se mohou přepravovat předměty s větší hmotností. Sklepní výtahy mohou být s nosností od 50 do 000 kilogramů a jejich plocha je většinou do 1m [7] Návrh rekonstrukce sklepního výtahu - 3 -
K pohonu sklepního výtahu se nejčastěji používá elektropohon s lanovým či řetězovým provedením, protože vychází levnější než hydraulický pohon. Obrázek 3: Sklepní nákladní výtah Plzeň [8] Obrázek 4: Sklepní nákladní výtah [1] Návrh rekonstrukce sklepního výtahu - 4 -
. Rozdělení výtahů do tříd Členění výtahů podle tříd vychází z charakteru využití budovy. Dle třídy výtahu se navrhuje jeho konstrukce. Každá třída má rozdílné podmínky na konstrukci a provoz, které upravuje legislativa. Mezinárodní rozdělení do tříd má tuto podobu [15]: Třída I Výtahy určené pro dopravu osob Třída II Výtahy určené pro dopravu osob a nákladů Třída III Výtahy určené pro zdravotní účely, včetně nemocnic Třída IV Výtahy určené především pro dopravu nákladu, která je obvykle doprovázen osobami Třída V Malé nákladní výtahy musí být splněna podmínka nepřístupnosti osob, rozměry klece nesmí být větší než: plocha podlahy do 1m, výška 1,m..3 Rozdělení výtahů podle druhu pohonu Existuje více druhů pohonu výtahu. Pohon výtahu se navrhuje s ohledem na použití a typ výtahu..3.1 Elektrický pohon Elektrický pohon je nejrozšířenějším pohonem. Elektrický pohon se vyznačuje spolehlivostí a nenáročným provozem. Elektromotor má malé rozměry a ke svému provozu nepotřebuje žádné speciální zařízení. Pohon lze dobře regulovat a jeho provoz je tichý. Lze jej použít pro velký rozsah dopravních rychlostí i dopravních výšek. Nevýhodou je nutnost umístění pohonu do strojovny a použití převodovky k motoru. Strojovna výtahu bývá nejčastěji umístěna nad výtahovou šachtou. Ale není to pravidlem, strojovna může být umístěna pod šachtou nebo i vedle šachty. Umístění záleží na dispozici objektu, v němž se výtah nachází. Podle umístění se navrhuje i lanový či řetězový systém. Návrh rekonstrukce sklepního výtahu - 5 -
Elektrický pohon lze nalézt prakticky ve všech typech výtahů. Většina osobních i nákladních výtahů je osazena právě tímto pohonem. Obrázek 5: Přehled základních částí výtahu s elektrickým pohonem včetně jejich umístění [13] Návrh rekonstrukce sklepního výtahu - 6 -
.3. Hydraulický pohon Hydraulický pohon výtahů není tak rozšířený jako pohon elektrický. Používá se převážně u nákladních výtahů v budovách o dvou až šesti podlažích. Píst, který pohání kabinu, je umístěn pod klecí výtahu, proto odpadá použití strojovny nad šachtou. Při tomto řešení není nutné použití protizávaží, a proto může mít šachta menší půdorysné rozměry, ale ve své dolní části musí mít prostor pro umístění hydraulického pohonu. Pracovním mediem je olej. Dopravní rychlost u hydraulického pohonu se pohybuje v rozmezí 0,1 až 1 m/s. Obrázek 6: Schéma výtahu s hydraulickým pohonem s vyznačením jednotlivých částí [13] Návrh rekonstrukce sklepního výtahu - 7 -
3 Řešení pohonu výtahu 3.1 Vybraná varianta Jako nejvhodnější varianta byla zvolena trakční nákladní plošina sklepního výtahu s gotickým obloukem poháněná pomocí nekonečné řetězové smyčky s unášivým členem. Pohon sklepního výtahu se tedy bude skládat z hnacího elektromotoru, dvoustupňové čelní převodovky a řetězového převodu pro dosažení potřebných výstupních otáček a řetězové smyčky s několika unášivými členy, sestávající se ze dvou řetězových kol stejného průměru. Strojovna výtahu se bude nacházet na dně výtahové šachty. Pro zajištění bezpečnosti bude sloužit bezpečnostní bubnová brzda. Ovládací panel výtahu bude umístěn v horní a dolní místnosti. Horní ovladač bude obsahovat tlačítka pro zapnutí pojezdu nahoru a dolů a tlačítko stop pro okamžité vypnutí výtahu. Obrázek 7: 3D CAD model sklepního výtahu Návrh rekonstrukce sklepního výtahu - 8 -
3.Výběr nakupovaných součástí Elektromotor, brzda a řetězy jsou vybrány z katalogů výrobců. Nákup komponentů je finančně výhodnější a i výhodnější z hlediska výroby či servisu, protože je využito hotového řešení. Všechny tyto součásti jsou vyráběny v širokém spektru provedení a velikostí. Výkon elektromotoru a velikost spojky s brzdou jsou určeny z parametrů pohonu. 3..1 Elektromotor Jako pohon je vybrán 4 pólový asynchronní elektromotor Siemens řady 1LE1 [], jehož nominální otáčky jsou 1450 ot/min. 3.. Spojka s bubnovou brzdou Mezi elektromotorem a převodovkou je umístěna bubnová brzda. Tato brzda slouží zároveň i jako spojka mezi hřídelí motoru a vstupní hřídelí převodovky. Výtahová brzda slouží k zabrzdění pohybující se kabiny a její zastavení ve stanici výtahu. Při zastavení výtahového stroje drží výtahový stroj ve stejné poloze. Brzda je umístěna kvůli menšímu brzdnému momentu na vstupním hřídeli převodovky. Materiál brzdy musí být co nejodolnější proti opotřebení a oteplení. Brzda je konstruována z hlediska bezpečnosti tak, že pružiny stále tlačí na čelisti brzdy. Proti tlaku pružiny tlačí odbrzďovač a nedovolí styk čelistí s bubnem. Při zastavení odbrzďovač povolí a pružiny přitlačí čelisti na buben. Pokud dojde ke ztrátě síťového anebo řídícího napětí, odbrzďovač povolí a výtah se zastaví. Dle normy musí být mechanické části brzdy působící brzdným účinkem zdvojené a také při selhání jedné z nich musí být zbývající část schopna zastavení plně naložené kabiny jedoucí jmenovitou rychlostí. Brzda se dále kontroluje na ohřev, který zde nepočítám. Bubnová brzda je na hřídeli axiálně zajištěna pomocí stavěcích šroubů, které jsou její součástí. Přenos krouticího momentu je realizován pomocí per [16] 3..3 Vedení klece Klec sklepního výtahu je vedena nejméně ve dvou, v mém případě ve čtyřech ocelových vodítkách zobrazených na obr. 8., která jsou ukotvena v šachtě. Vodítka musí zabránit kývání klece a musí mít dostatečnou délku, aby je klec výtahu nemohl opustit. Návrh rekonstrukce sklepního výtahu - 9 -
Vedení může být kluzné nebo valivé. Kluzné vedení se používá pro nižší hodnoty nominálního rychlosti, protože odpor vznikající při kluzném tření je značný. Ke snížení tření se používá mazání. Vodící čelisti jsou ocelové, litinové nebo plastové se silonovou či nylonovou vložkou. Materiál silon (nylon) jsou použity díky svým velmi dobrým kluzným vlastnostem a nízkému součiniteli smykového tření. Valivé vedení se skládá ze tří vodících kladek, které jsou uloženy na valivých ložiskách. Jedna kladka dosedá na vodící kolejnice čelně a zbylé dvě bočnice. Vodící kladky jsou téměř vždy odpruženy, což znamená, že jsou v trvalém styku s vodítkem. Tento způsob vedení se vyznačuje menším odporem. Z toho důvodu se používá při vyšších rychlostech, protože se jimi dosáhne dokonalého vedení klece při tichém chodu. [10] 3..4 Výpočet zatížení Obrázek 8: Vodítko [10] Požadovaná nosnost plošiny je m b 1500 kg a přibližná hmotnost konstrukce plošiny je m p 500 kg, tedy celková hmotnost: m c m b + m p 000 kg (1) Pro výpočet výsledné zatěžovací síly je bezpečnostní koeficient pro zdvihací zařízení pomocí řetězu k min 4 dle zákona č./1995 Sb. o technických požadavcích. F F k min 19 60 4 78 480 N () Kde F je gravitační síla působící na plošinu s břemenem: F m c g 000 9,81 19 60 N (3) Návrh rekonstrukce sklepního výtahu - 10 -
3..5 Návrh řetězu a řetězových kol Dle strojnických tabulek je zvolen počet zubů řetězového kola z ř 18 pro plynulý chod mechanismu a řetěz jednořadý 4 B-1 ČSN 0 3311.1 s únosnost F pt 170 kn. Řetěz má rozteč P ř 38,10 mm tedy průměr roztečné kružnice řetězového kola [1] d ř P ř sin 180 z ř 38,1 sin 180 18 19,41 mm (4) 3..6 Otáčky, krouticí moment a výkon řetězového převodu Z navrženého roztečného průměru d ř 19,41 mm řetězového kola je vypočítána předběžná úhlová rychlost: ω ř v d ř 0,15 19,41 10 3 1,68 rad/s (5) Předběžné otáčky řetězového kola: n ř 60 ω ř π 60 1,68 π 16,04 ot/min (6) Krouticí moment: M kř F d ř 19 60 19,41 10 3 15,4 Nm (7) Výkon přenášený řetězovým převodem: P ř M kř ω ř 15,403 1,68 943 W (8) Návrh rekonstrukce sklepního výtahu - 11 -
3..7 Volba elektromotoru Součinitel bezpečnosti výkonu motoru k m 1,6 je zvolen pro zamezení dlouhodobého chodu při využití plného výkonu motoru. Tedy požadovaný výkon na výstupní hřídeli čelní převodovky při uvažování účinnosti řetězového převodu η ř 0,95: P out M kř ω ř k m 15,4 1,68 1,6 4956,63 W η ř 0,95 (9) převodovky Minimální výkon elektromotoru je určen pomocí účinnosti čelní dvoustupňové P M P out 4956,63 η 1 η 34 0,98 0,98 5164 W (10) Zvolen třífázový čtyřpólový elektromotor SIEMENS 1LE100-1CB0 Tabulka 1: Parametry elektromotoru [] Výkon P M Otáčky n M Napětí Váha Cena bez DPH 5,5 kw 1450 ot/min 400/690 V, 50 Hz 38 kg 6 884,61 Kč Obrázek 9: Elektromotor SIEMENS 5,5 kw Návrh rekonstrukce sklepního výtahu - 1 -
3.3 Návrh a výpočet převodovky Převodovka je řešena jako dvoustupňová převodovka s čelními ozubenými koly se šikmými zuby. Při použití tohoto řešení je vstupní a výstupní hřídel v jedné rovině. Hřídele převodovky jsou uloženy v kuličkových ložiscích. Na každé hřídeli je jedno ložisko uloženo pevně a druhé axiálně volně. Axiální pojištění u vstupních a výstupních hřídele je zajištěno pojistnou KM maticí s MB podložkou. U předlohové hřídele je axiálně pevné ložisko zajištěno pojistnou deskou přišroubovanou šroubem s pružnou podložkou. Hřídele budou utěsněny gufery. Ozubená kola mají šikmé zuby. Smysl sklonu zubů na předlohové hřídeli je navržen tak, aby byl shodný na ozubeném kole a na pastorku. Tímto dojde k vyrovnání axiálních sil a menšímu axiálnímu zatížení ložisek. Skříň převodovky včetně vnitřního ložiskového domku je odlita a opatřena patkami pro přišroubování k rámu. Obě části skříně jsou k sobě přišroubovány a případné typy převodovek jsou v dělící rovině utěsněny tmelem. Obrázek 10: Schéma dvoustupňové převodovky Návrh rekonstrukce sklepního výtahu - 13 -
3.3.1 Návrh celkového převodového poměru Celkový převodový poměr převodovky je dán poměrem otáček elektromotoru a otáček řetězového kola a je součinem dílčích převodových poměrů převodovky a řetězového převodu. Celkový teoretický převodový poměr Převodový poměr řetězu i CT n M n ř 1450 16,1 90,06 (11) i ř 3 3.3. Návrh dílčích převodových poměrů, počtu zubů a sklonu ozubení Dílčí převodové poměry navrhuji dle doporučení i 1 > i 34, počty zubů dle [3] doporučení z 3 < z 1 dále z 1 (19 ), z 3 (18 19) a úhly skolu ozubení dle [3] doporučení β 1 β 34. Dále navrhuji počty zubů tak, aby dílčí převodové poměry nebyly celými čísly a celkový převodový poměr se nelišil od teoretické hodnoty o více než 4%. Navrhuji i 1T 6 a i 34T 5 a i ř 3, z 1 19 a z 3 18, β 1 1 a β 34 10 Počet zubů z z T z 1 i 1T 19 6 114 navrhuji z 118 (1) Počet zubů z 4 z 4T z 3 i 34T 18 5 90 navrhuji z 4 87 (13) Dílčí převodové poměry i 1 z z 1 118 19 6,105 (14) i 34 z 4 z 3 87 18 4,8333 (15) Návrh rekonstrukce sklepního výtahu - 14 -
Převodový poměr převodovky i C i 1 i 34 6,105 4,8333 30,017 (16) Celkový převodový poměr i C i 1 i 34 i ř 6,105 4,8333 3 90,05 (17) Rozdíl celkového převodového poměru od teoretického i i CT i C 90,06 90,05 0,0001 0,04 vyhovuje i CT 90,06 (18) Otáčky hřídelí n 1 n M 1450 ot/min (19) n n 1 i 1 1450 6,105 33,47 ot/min (0) n 3 n i 34 33,47 4,8333 48,3 ot/min (1) 3.3.3 Návrh minimálních průměrů hřídelí Předběžný návrh hřídelí se provádí podle krouticího momentu. Hodnoty dovoleného napětí v krutu pro návrh jsou podle [3] pro vstupní hřídel τ D1 5 N předlohovou hřídel τ D 35 a pro výstupní hřídel τ mm D3 50 N mm. N mm, pro Krouticí momenty Mk M Mk 1 60 P M 60 5500 π n M π 1450 36, Nm 36 0 Nmm () Mk Mk 1 i 1 η 1 36, 6,105 0,98 0,45 Nm 0 450 Nmm (3) Mk 3 Mk i 34 η 34 4,94 4,8333 0,98 1 044, Nm 1 044 00 Nmm (4) Návrh rekonstrukce sklepního výtahu - 15 -
Minimální průměry hřídelí 3 d 1min 16 Mk 1 π τ D1 3 d min 16 Mk π τ D 3 d 3min 16 Mk 3 π τ D3 3 16 36 0 19,46 mm π 5 3 16 0 450 31,77 mm π 35 3 16 1 044 00 47,38 mm π 50 (5) (6) (7) 3.3.4 Návrh modulů ozubení Zuby navrhuji z oceli 14 0 (16MnCr5), boky zubů se budou cementovat a kalit. Pro kalená ozubená kola je f p 18 ( N mm ) 1 3 dle [3]. Hodnoty součinitelů K A1 1; K A 1; K Hβ1 1,1; K Hβ 1, dle [3] Hodnoty ( b wf m n ) 13 dle [3] Velikost σ Flimb 700 Modul převodu 1 N mm pro ocel 14 0 dle [3] σ F 0,6 σ Flimb 0,6 700 40 N (8) mm K F1 K A1 K Hβ1 1 1,1 1,1 (9) K F Mk 3 1 m 1 f p ( b wf m n ) z 1 σ F 3 1,1 36, 18 1,308 mm 13 19 40 (30) navrhuji m 1 mm Návrh rekonstrukce sklepního výtahu - 16 -
Modul převodu 34 K F K A K Hβ 1 1, 1, (31) K F Mk 3 m 34 f p ( b wf m n ) z 3 σ F 3 1, 0,45 18,503 13 18 40 (3) navrhuji m 34 3 mm 3.3.5 Základní rozměry ozubených kol a určení osové vzdálenosti Osová vzdálenost se určí z roztečných průměrů. Z takto vypočtené osové vzdálenosti se navrhne požadovaná valivá osová vzdálenost, která se dosáhne korekcemi ozubení. Roztečné rozměry Osové vzdálenosti d 1 m 1 z 1 cos β 1 19 cos 1 38,849 mm (33) d m 1 z cos β 1 118 cos 1 41,7 mm (34) d 3 m 34 z 3 cos β 34 3 18 cos 10 54,833 mm (35) d 4 m 34 z 4 cos β 34 3 87 cos 10 65,06 mm (36) a 1 d 1 + d a 34 d 3 + d 4 38,849 + 41,7 54,833 + 65,06 140,06 mm 159,99 mm (37) (38) Navrhuji valivé osové vzdálenosti a w1 140 mm, a w34 160 mm Návrh rekonstrukce sklepního výtahu - 17 -
Šířka ozubení b w1 ( b wf m n ) m 1 13 6 mm b w34 ( b wf m n ) m 34 13 3 39 mm (39) (40) 3.3.6 Určení velikosti korekcí ozubení Velikost korekcí se určí z požadované osové vzdálenosti. Rozdělení korekcí mezi pastorek a ozubené kolo navrhuji podle převráceného převodového poměru. Pro určení korekcí je nutné vypočítat valivý úhel záběru a čelní úhel záběru a funkce involut těchto úhlů. Čelní úhel záběru tan α tan 0 α t1 arc tan ( ) arc tan ( cos β 1 cos 1 ) 0,41 (41) tan α tan 0 α t34 arc tan ( ) arc tan ( cos β 34 cos 10 ) 0,84 (4) Involuty čelních úhlů záběru invα t1 tan α t1 arc α t1 tan 0,41 arc 0,41 0,0159 (43) invα t34 tan α t34 arc α t34 tan 0,84 arc 0,84 0,0156 (44) Valivý úhel záběru α tw1 arc cos ( z 1 + z m 1 cos α α w1 cos β t1 ) 1 (45) 19 + 118 arc cos ( 140 cos 0,41) 0,343 cos 1 α tw34 arc cos ( z 3 + z 4 m 34 cos α α w34 cos β t34 ) 34 (46) 18 + 87 arc cos ( 160 3 cos 0,84) 0,351 cos 10 Návrh rekonstrukce sklepního výtahu - 18 -
Involuty valivých úhlů záběru inv α tw1 tan α t1 arc α tw1 tan 0,343 arc 0,343 0,01571 (47) inv α tw34 tan α t34 arc α tw34 tan 0,351 arc 0,351 0,01573 (48) Velikost celkové korekce (x 1 + x ) z 1 + z tan α (inv α 19 + 118 tw1 inv α t1 ) (0,01571 0,0159) tan 0 0,030 (x 3 + x 4 ) z 3 + z 4 tan α (inv α 18 + 87 tw34 inv α t34 ) (0,01573 0,0156) tan 0 0,035 (49) (50) 3.3.7 Rozdělení korekcí a výpočet valivé osové vzdálenosti Korekce mezi pastorek a ozubené kolo se rozdělí podle obráceného převodového poměru. Pokud je hodnota celkové korekce soukolí menší než 0,3, koriguje se pouze pastorek. Velikost korekcí x 1 0,030 x 0 x 3 0,035 x 4 0 Valivé průměry d w1 d 1 d w d d w3 d 3 d w4 d 4 cos α t1 cos 0,41 38,849 cos α tw1 cos 0,343 38,83 mm (51) cos α t1 cos 0,41 41,7 cos α tw1 cos 0,343 41,167 mm (5) cos α t34 cos 0,84 54,833 cos α tw34 cos 0,351 54,857 mm (53) cos α t34 cos α tw34 65,06 cos 0,84 cos 0,351 65,143 mm (54) Návrh rekonstrukce sklepního výtahu - 19 -
3.3.8 Pevnostní kontrola ozubení Kontrola ozubení byla provedena dle ISO 6336. Výstup kontroly viz příloha č. 1 a. U všech ozubených kol vyhovuje bezpečnost v ohybu i dotyku. Bezpečnost převodu 1 S F1 7,09; S F 7,55 S H1,30; S H,30 Bezpečnost převodu 34 S F3 4,19; S F4 4,44 S H3 1,59; S H4 1,59 3.3.9 Silové poměry v ozubení Tečné síly F T1 F T1 Mk 1 36 0 d w1 38,83 1 865,47 N (55) F T34 F T43 Mk 0 450 8 037,6 N d w3 54,857 (56) Radiální síly β w1 arc tan (tan β 1 d w1 d 1 ) arc tan (tan 1 38,83 38,849 ) 11,995 (57) β w34 arc tan (tan β 34 d w3 d 3 ) arc tan (tan 10 54,857 54,833 ) 10,004 (58) F R1 F R1 F T1 tan α tw1 tan 0,343 1 865,47 cos β w1 cos 11,995 707,08 N (59) F R34 F R43 F T34 tan α tw34 cos β w34 8 037,6 tan 0,351 cos 10,004 3 07,3 N (60) Návrh rekonstrukce sklepního výtahu - 0 -
Axiální síly F A1 F A1 F T1 tan β w1 1 865,47 tan 11,995 396,34 N (61) F A34 F A43 F T34 tan β w34 8 037,6 tan 10,004 1 417,76 N (6) 3.3.10 Výpočet reakcí, průběhů ohybového momentu a jeho maxima Reakce se určí ze silových poměrů v ozubení a rozměrů hřídelí. Reakce je nutné znát pro výpočet ložisek. Vzhledem k reverzaci pohonu je výpočet proveden pro oba smysly otáčení. Při změně smyslu otáčení se mění smysl tečných a axiálních sil. Ohybový moment působí ve dvou rovinách. Vstupní hřídel Obrázek 11: Síly působící na hřídel při smyslu otáčení 1 (černá) a při smyslu otáčení (modrá), smysl radiální síly zůstává stejný Návrh rekonstrukce sklepního výtahu - 1 -
Určení reakcí smysl otáčení 1 R By F R1 a F A1 d w1 l 707,08 47,5 396,34 38,83 15 71,58 N (63) R Ay F r1 R By 707,08 + 71,58 435,5 N (64) R Bx F T1 a l 1 865,47 47,5 15 58,96 N (65) R Ax F T1 R Bx 1 865,47 58,95 1 8,51 N (66) R Az F A1 396,34 N (67) Výsledná velikost reakcí R A R Ax + R Ay 1 8,51 + ( 435,5) 1 354,43 N (68) R B R Bx + R By 58,96 + ( 71,58) 643,11 N (69) Určení reakcí smysl otáčení R By F R1 a + F A1 d w1 l 707,08 47,5 + 396,34 38,83 15 170,33 N (70) R Ay F r1 R By 707,08 + 170,33 877,41 N (71) R Bx F T1 a l 1 865,47 47,5 15 58,96 N (7) R Ax F T1 R Bx 1 865,47 ( 58,95) 1 8,5 N (73) R Az F A1 396,34 N (74) Návrh rekonstrukce sklepního výtahu - -
Výsledná velikost reakcí R A R Ax + R Ay ( 1 8,5) + 877,41 1 553,93 N (75) R B R Bx + R By ( 58,96) + ( 170,33) 607,33 N (76) Maximum ohybového momentu Mo max1 R B (l a) 643,11 (15 47,5) 67 04,99 Nmm (77) Předlohová hřídel Obrázek 1: Síly působící na hřídel při smyslu otáčení 1 (černá) a při smyslu otáčení (modrá), smysl radiálních sil zůstává stejný Návrh rekonstrukce sklepního výtahu - 3 -
Určení reakcí smysl otáčení 1 R Dx F T1 a F T43 b l 1 865,47 50,5 8 037,6 104 158 5 886,59 N R Cx F T43 F T1 R Dx 8 037,6 1 865,47 ( 5 886,59) (78) (79) 4 016,14 N R Dy F R1 a + F A1 d w F R43 b + F A43 d w3 l 41,167 707,08 50,5 + 396,34 3 07,3 104 + 1 417,76 54,857 158 1 18 N (80) R Cy F R1 F R43 R Dy 707,08 3 07,3 ( 1 18) 1 10,15 N (81) R Cz F A1 F A43 396,34 1 417,76 1 01,4 N (8) Výsledná velikost reakcí R C R Cx + R Cy ( 4 016,14) + ( 1 10,15) 4 164,6 N (83) R D R Dx + R Dy ( 5 886,59) + ( 1 18) 6 011,7 N (84) Návrh rekonstrukce sklepního výtahu - 4 -
Určení reakcí smysl otáčení R Dx F T1 a + F T43 b l 1 865,47 50,5 + 8 037,6 104 158 4 694,1 N (85) R Cx F T43 F T1 R Dx 8 037,6 1 865,47 4 694,1 1 477,69 N (86) R Dy F R1 a + F A1 d w + F R43 b F A43 d w3 l 41,167 707,08 50,5 + 396,34 + 3 07,3 104 1 417,76 54,857 158 74,96 N (87) R Cy F R1 + F R43 R Dy 707,08 + 3 07,3 74,96 1 459,35 N (88) R Cz F A1 + F A43 396,34 + 1 417,76 1 01,4 N (89) Výsledná velikost reakcí R C R Cx + R Cy 1 477,69 + 1 459,35 076,84 N (90) R D R Dx + R Dy 4 694,1 + 74,96 5 16,3 N (91) Maximum ohybového momentu Mo max R D (l b) + F A43 d w3 6 011,7 (158 104) + 1 417,76 54,857 363 495,61 Nmm (9) Návrh rekonstrukce sklepního výtahu - 5 -
Výstupní hřídel Obrázek 13: Síly působící na hřídel při smyslu otáčení 1 (černá) a při smyslu otáčení Určení reakcí smysl otáčení 1 (modrá), smysl radiální síly zůstává stejný R Fx F T34 a V x (l + b) l 856,66 N 8 037,6 108 993,06 (166 + 76,5) 166 (93) R Ex F T34 R Fx V x 8 037,6 856,66 993,06 4 187,54 N (94) R Fy F R34 a F A34 d w4 V y (l + b) l 65,143 3 07,3 108 1 417,76 10 59,1 (166 + 76,5) 166 14 544,1 N (95) R Ey F R34 R Fy V y 3 07,3 ( 14 544,1) 10 59,1 7 04,3 N (96) R Fz F A34 1 417,76 N (97) Návrh rekonstrukce sklepního výtahu - 6 -
Výsledná velikost reakcí R E R Ex + R Ey 4 187,54 + 7 04,3 8 193,19 N (98) R F R Fx + R Fy 856,66 + ( 14 544,1) 14 569,3 N (99) Určení reakcí smysl otáčení R Fx F T34 a + V x (l + b) l 856,66 N 8 037,6 108 + 993,06 (166 + 76,5) 166 (100) R Ex F T34 R Fx + V x 8 037,6 ( 856,66) + 993,06 4 187,54 N (101) R Fy F R34 a + F A34 d w4 V y (l + b) l 65,143 3 07,3 108 + 1 417,76 10 59,1 (166 + 76,5) 166 1 79,61 N N (10) R Ey F R34 R Fy V y 3 07,3 ( 1 79,61) 10 59,1 4 777,7 N (103) R Fz F A34 1 417,76 N (104) Výsledná velikost reakcí R E R Ex + R Ey ( 4 187,54) + 4 777,7 6 353,11 N (105) R F R Fx + R Fy ( 856,66) + ( 1 79,61) 1 309,45 N (106) Maximum ohybového momentu Mo max3 R E (l a) 8 193,19 (166 108) 475 05,0 N (107) Návrh rekonstrukce sklepního výtahu - 7 -
3.3.11 Kontrola ložisek Kontroluje se trvanlivost ložisek. Požadovaná trvanlivost je L hmin 0 000 hodin. Kontrolováno je ložisko zatížené největší reakcí a axiální silou u každé hřídele. Součinitele jsou voleny dle [4] Vstupní hřídel ložisko 6305 (ČSN 0 4630) [4] f 0 F a C 0 f 0 F A1 1 396,34 0,41 e 0,6 C 0 11 600 (108) F a F r F A1 R A 396,34 1 553,93 0,7 > e 0,6 X 0,56; Y 1,71 (109) F e X F r + Y F a 0,56 1 553,93 + 1,71 396,34 1 547,94 N (110) L h 16 667 ( C m 3 16 667 6 000 ) ( n 1 F e 1450 1 547,94 ) 54 468,71 hod L hmin vyhovuje (111) Předlohová hřídel ložisko 6308 (ČSN 0 4630) [4] f 0 F a C 0 f 0 R Cz 13 1 01,4 0,55 e 0,6 C 0 4 000 (11) F a F r R Cz R D 1 01,4 6 011,7 0,17 < e 0,6 X 1; Y 0 (113) F e X F r 1 6 011,7 6 011,7 N (114) L h 16 667 ( C m 3 16 667 4 300 ) ( n F e 33,47 6 011,7 ) 4 874,17 hod L hmin vyhovuje (115) Návrh rekonstrukce sklepního výtahu - 8 -
Výstupní hřídel ložisko 631 (ČSN 0 4630) [4] f 0 F a C 0 f 0 F A34 13 1 417,76 0,35 e 0, C 0 5 000 (116) F a F r F A34 R F 1 417,76 14 569,3 0,09 < e 0, X 1; Y 0 (117) F e X F r 1 14 569,3 14 569,3 N (118) L h 16 667 ( C m 3 16 667 85 00 ) ( n 3 F e 48,3 14 569,3 ) 69 009,87 hod L hmin vyhovuje (119) 3.3.1 Statická pevnostní kontrola hřídelí Statická kontrola se provádí v místě maximálního ohybového momentu. Hřídele jsou namáhány ohybovým i krouticím momentem. Ze zatížení se vypočítá hodnota redukovaného napětí podle energetické hypotézy a jejím porovnáním s mezí kluzu se určí výsledná bezpečnost. Bezpečnost musí být větší než k smin (1, 1,3). Hodnoty meze kluzu jsou pro ocel 14 0 dle [3] Vstupní hřídel ocel 14 0 τ k1 Mk 1 W k1 Mk 1 π d 1 3 16 36 0 π 5 3 16 11,8 N mm (10) σ o1 Mo max1 W o1 Mo max1 π d 1 3 3 67 04,99 π 5 3 3 43,81 N mm (11) σ red1 σ o1 + α τ k1 43,81 + 3 11,8 48,34 N (1) mm k s1 σ K 600 σ red1 48,34 1,41 k smin vyhovuje (13) Návrh rekonstrukce sklepního výtahu - 9 -
Předlohová hřídel ocel 14 0 τ k Mk W k Mk π d 3 16 0 450 π 40 3 16 17,54 N mm (14) σ o Mo max W o Mo max π d 3 3 363 495,61 π 40 3 3 51,01 N mm (15) σ red σ o + α τ k 51,01 + 3 17,54 59,37 N (16) mm k s σ K 600 σ red 59,37 10,1 k smin vyhovuje (17) Výstupní hřídel ocel 14 0 τ k3 Mk 3 W k3 Mk 3 π d 3 3 16 1 044 00 π 60 3 16 4,6 N mm (18) σ o3 Mo max3 W o3 Mo max3 π d 3 3 3 475 05,0 π 60 3 3 19,65 N mm (19) σ re3 σ o3 + α τ k3 19,65 + 3 4,6 46,95 N (130) mm k s3 σ K 600 σ red3 46,95 1,77 k smin vyhovuje (131) 3.3.13 Kontrola dynamické bezpečnosti předlohového hřídele Hřídel je namáhána krutem a střídavým ohybem, proto se provádí kontrola dynamické bezpečnosti. Kontrola je provedena ve dvou místech hřídele, a to v místech, kde se nacházejí vruby. Dynamické bezpečnost musí být větší než k dmin (1,3 1,5). Mez únavy pro ocel 14 0 je σ Co( 1) 340 určeny dle [1]. N mm, (0,43Rm). Hodnoty součinitelů jsou Návrh rekonstrukce sklepního výtahu - 30 -
Kontrola je provedena v místě A, kde je vrubem drážka pro těsné pero, a v místě B, kde je vrubem ozubení. Velikost ohybového momentu Mo A je určena softwarem Autodesk Inventor. Obrázek 14: Předlohová hřídel s vyznačenými místy kontroly Místo A Mo A 80 910 Nmm σ Co( 1) Bezpečnosti σ oa Mo A 80 910 N (13) 44,7 W o 6 83,18 mm σ Co( 1) ε Vo η po 1,3 0,86 340 196,38 N (133) β 0,01 mm k τa τ kd τ k σ K 3 τ k 600 3 17,54 19,74 (134) k dσa σ Co( 1) 196,38 σ oa 44,7 4,39 (135) k da k dσa k τa k dσa + k τa 4,39 19,74 4,39 + 19,74 4,8 k dmin vyhovuje (136) Návrh rekonstrukce sklepního výtahu - 31 -
Místo B σ Co( 1) Bezpečnosti σ Co( 1) ε Vo η po 0,9 0,95 340 03,7 N (137) β 0 1,43 mm k τa k τb 19,74 k dσb σ Co( 1) 03,7 σ o 51,01 3,98 (138) k db k dσb k τb k dσb + k τb 3,98 19,74 3,98 + 19,74 3,9 k dmin vyhovuje (139) 3.3.14 Torzní tuhost předlohového hřídele Kontroluje se poměrný úhel natočení hřídele v délce působení krouticího momentu (mezi pastorkem a ozubeným kolem). V místě ozubení je počítán průměr hřídele jako průměr patní kružnice ozubení. Maximální hodnota poměrného zkroucení je dle [3] θ max 0,3 /m. I pi π d i 4 3 Obrázek 15: Schéma hřídele a vyznačení oblasti působení krouticího momentu Návrh rekonstrukce sklepního výtahu - 3 -
Tabulka : Hodnoty jednotlivých částí hřídele pro výpočet zkrutu Část hřídele d i [mm] l i [mm] I pi [mm 4 ] l i I pi [mm 3 ] 1 35,1 149 014 1,47 10 4 47,33 31,5 49 658 6,39 10 5 Součet --- 53,5 ---,11 10 4 φ Mk G 180 π l i I pi i1 0 450 8,1 10 4 180 π,11 10 4 0,03 (140) θ φ i1 1000 l i 0,03 53,5 1000 0,598 /m θ max vyhovuje (141) 3.3.15 Kontrola průhybu a natočení předlohové hřídele Kontroluje se největší průhyb hřídele a průhyb hřídele v místě ozubených kol. Příliš velký průhyb způsobuje špatný záběr ozubených kol a snižuje jejich životnost. Dále se kontroluje úhel natočení v místě uložení ložisek. Příliš velký úhel natočení způsobuje přídavné namáhání ložisek a snížení jejich životnosti. Průhyb hřídele je ve dvou rovinách. V grafu je vykreslen celkový průhyb. Vyšetření a vykreslení průhybu a úhlu natočení je provedeno softwarem Autodesk Inventor. y dmax Dovolené hodnoty průhybu a natočení jsou: l 4 000 158 0,039 mm 4 000 y doz1 0,01 m 1 0,01 0,0 mm y doz34 0,01 m 34 0,01 3 0,03 mm φ ld 0,1 Návrh rekonstrukce sklepního výtahu - 33 -
Průhyb v místě ozubení Obrázek 16: Průběh celkového průhybu předlohové hřídele pro smysl otáčení 1 Obrázek 17: Průběh celkového průhybu předlohové hřídele pro smysl otáčení Hodnoty průhybu z programu Autodesk Inventor Porovnávány jsou hodnoty pro smysl otáčení 1, protože průhyb je větší než pro opačný smysl otáčení. y max 0,0177 y dmax vyhovuje y oz1 0,0161 y doz1 vyhovuje y oz34 0,0137 y doz34 vyhovuje Návrh rekonstrukce sklepního výtahu - 34 -
Úhel natočení v místě ložisek Obrázek 18: Průběh úhlu natočení předlohové hřídele pro smysl otáčení 1 Obrázek 19:Průběh úhlu natočení předlohové hřídele pro smysl otáčení Hodnoty úhlu natočení z programu Autodesk Inventor Porovnávány jsou hodnoty úhlu natočení pro smysl otáčení 1, protože úhel natočení je větší než pro opačný smysl otáčení. φ l1 0,0 φ ld vyhovuje φ l 0,0 φ ld vyhovuje Návrh rekonstrukce sklepního výtahu - 35 -
3.4 Návrh řetězového převodu (převodovka výtah) Dle strojnických tabulek je zvolen počet zubů řetězových kol z 5 18 a z 6 54 pro plynulý chod mechanismu a řetěz jednořadý 4 B-1 ČSN 0 3311.1 s únosnost F pt 170 kn. Měrná hmotnost řetězu q 7,1 kg. Průmět nosné plochy kloubu S 554 m mm. Řetěz má rozteč P ř 38,10 mm tedy průměry roztečných kružnic řetězových kol [1] d 5 d 6 P ř sin 180 z 5 P ř sin 180 z 6 38,1 sin 180 18 38,1 sin 180 54 19,41 mm 655,6 mm (14) (143) Výsledný převodový poměr řetězového převodu pak bude: i řet z 6 z 5 54 18 3 (144) Otáčky malého řetězového kola tedy otáčky na výstupu převodovky: n 5 n 3 48,3 ot/min Otáčky velkého řetězového kola se vypočítají n 6 n 5 i řet 48,3 3 16,1 ot/min (145) Z otáček n 5 vypočteme úhlovou rychlost malého řetězového kola: ω 5 π n 5 60 π 48,3 60 5,05 rad/s (146) Z otáček n 6 vypočteme úhlovou rychlost velkého řetězového kola: ω 6 π n 6 60 π 16,1 60 1,68 rad/s (147) Po zpětném dosazení skutečných otáček se výsledná rychlost posuvu sklepního výtahu změní jen v řádu tisícin, tedy zanedbatelně a převodový poměr převodovky a řetězu je proto vyhovující. Návrh rekonstrukce sklepního výtahu - 36 -
3.4.1 Výpočet jmenovitého výkonu přenášeného řetězovým převodem Krouticí moment na malém řetězovém kole je roven krouticímu momentu na výstupní hřídeli z převodovky. Mk 5 Mk 3 1 044, Nm Výkon přenášený malým řetězovým kolem: P 5 Mk 5 ω 5 1 044, 5,05 5 73,1 Nm (148) Krouticí moment na velkém řetězovém kole: Mk 6 Mk 5 i řet η řet 1 044, 3 0,95 975,97 Nm (149) Výkon přenášený velkým řetězovým kolem: P 6 Mk 6 ω 6 975,97 1,68 4 999,6 Nm (150) 3.4. Výpočet počtu článků řetězu Volím přibližnou osovou vzdálenost a 0 800 mm X a 0 + z 5 + z 6 + ( z 6 z 5 P ř π ) P ř 800 18 + 54 54 18 + + ( a 0 38,1 π ) 38,1 800 77,99 článků (151) Pro získání hodnoty X se zaokrouhlí hodnota na celé sudé číslo nahoru. X 78 článků Návrh rekonstrukce sklepního výtahu - 37 -
3.4.3 Skutečná osová vzdálenost řetězových kol Skutečná osová vzdálenost řetězových kol pohonu a P ř 4 [(X z 5 + z 6 ) + (X z 5 + z 6 ) 8 ( z 6 z 5 π ) ] (15) 38,1 4 800,09 mm 18 + 54 [(78 ) + (78 18 + 54 54 18 ) 8 ( π ) ] Skutečná montážní osová vzdálenost řetězových kol pohonu a M 0,994 0,994 a 0,998 0,998 800,09 797 mm (153) 3.4.4 Obvodová rychlost řetězu Obvodová rychlost malého řetězového kola v 5 v 6 π d 5 n 5 60 π 19,41 10 3 48,3 60 0,55 m/s (154) 3.4.5 Silové poměry řetězového převodu Obvodová síla F o za provozu F o Mk 5 d 5 1 044, 19,41 10 3 9 50,98 N (155) Tahová síla vlastní vahou pásu řetězu. Součinitel pro vodorovné uspořádání převodu k 6, tedy Q p k q a M g 6 7,1 797 10 3 9,81 334 N (156) Odstředivá síla působící na řetěz za provozu Q c q v 5 7,1 0,55,15 N (157) Návrh rekonstrukce sklepního výtahu - 38 -
Zjednodušující předpoklady pro výpočet Přesný výpočet silových poměrů je náročný a proto se v praxi používají pro běžné případy zjednodušení, která jsou většinou vyhovující. Zanedbání tíhy řetězu pro menší osové vzdálenosti a M 5 P ř. Zanedbání odstředivé síly pro rychlosti řetězu v ř 5 m. s Podle [3] s dostatečně vyhovující přesností lze výslednou sílu V v řetězovém převodu stanovit pomocí odstředivé síly přenášené řetězem: V 1,15 F 0 1,15 9 50,98 10 949,1 N (158) Tato síla V je odkloněna od spojnice středů přibližně o úhel δ δ sin 1 ( d 6 d 5 ) sin 1 655,6 19,41 ( ) 15,86 a M 797 (159) Potom složky výslednice V do roviny vodorovné (s ohledem na převodovku) V x a roviny svislé V y se stanoví: V x V sin δ 10 949,1 sin 15,87 994,09 N (160) V y V cos δ 10 949,1 cos 15,87 10 531,79 N (161) Obrázek 0: Tahové síly působící na řetěz [3] Návrh rekonstrukce sklepního výtahu - 39 -
3.4.6 Pevnostní kontrola řetězového převodu proti přetržení řetězu Kontrola síly na přetržení řetězu V 10 949,1 N 170 000 N F pt vyhovuje (16) k S Kontrola statické míry bezpečnosti F pt (F o + Q p + Q c ) 170 000 (9 50,98 + 334 +,15) 17,4 7 vyhovuje (163) Kontrola dynamické míry bezpečnosti k D F pt (F o + Q p + Q c ) 170 000 (9 50,98 + 334 +,15) 8,6 5 vyhovuje (164) Kontrola výpočtového tlaku v kloubu p p (F o + Q p + Q c ) S (9 50,98 + 334 +,15) 17,79 554 N mm p D (165) p S 37,15 Obrázek 1: Měrný tlak v kloubu válečkového řetězu SKF 4B-1. [11] Dovolený tlak v kloubu se vypočte dle [3] pomocí směrného tlaku v kloubu N mm a činitele tření λ 0,76. p D p S λ 37,15 0,76 8,3 17,79 N mm 8,3 N mm vyhovuje N mm (166) Použitím vztahů bylo ověřeno, že řetěz 4 B-1 snese dané zatížení. Návrh rekonstrukce sklepního výtahu - 40 -
3.5 Návrh a kontrola těsných per Pera ČSN 0 56 použitá na hřídeli o průměru d H 30 mm se kontrolují pouze na otlačení. Za předpokladu ocelových nábojů a klidného zatížení je uvažován dovolený N tlak p D (110 10) mm. Otlačení se kontroluje na účinné délce pera l a. [3]. l a l p b p 3.5.1 Pero na vstupní hřídeli (pod brzdou) Pro průměr hřídele d I mm zvoleno pero 8e7 x 7 x 3 ČSN 0 565 [1, str. 467]. Šířka pera b p 8 mm, výška pera h p 7 mm a délka pera l p 3 mm. p 4 Mk 1 4 36 0 N 39,19 d I h p l a 7 4 mm p D vyhovuje (167) 3.5. Pero na předlohové hřídeli (pod ozubeným kolem ) Pro průměr hřídele d II 40 mm zvoleno pero 1e7 x 8 x 40 ČSN 0 565 [1, str. 467]. Šířka pera b p 1 mm, výška pera h p 8 mm a délka pera l p 40 mm. p 4 Mk 4 0 450 N 98,41 d II h p l a 40 8 8 mm p D vyhovuje (168) 3.5.3 Pero na výstupní hřídeli (pod ozubeným kolem 4) Pro průměr hřídele d III 60 mm zvolena dvě pera 18e7 x 11 x 56 ČSN 0 565 [1, str. 467], pootočena o 10. Šířka pera b p 18 mm, výška pera h p 11 mm a délka pera l p 56 mm. p 4 Mk 3 4 1 044 00 N 83,6 d III h p l a 60 11 38 mm p D vyhovuje (169) 3.5.4 Pero na výstupní hřídeli (pod řetězovým kolem 5) Pro průměr hřídele d IIIř 60 mm zvolena dvě pera 18e7 x 11 x 50 ČSN 0 565 [1, str. 467], pootočena o 10. Šířka pera b p 18 mm, výška pera h p 11 mm a délka pera l p 50 mm. p 4 Mk 3 4 1 044 00 N 98,88 d IIIř h p l a 60 11 3 mm p D vyhovuje (170) Návrh rekonstrukce sklepního výtahu - 41 -
3.6 Výpočet silově namáhaných šroubových spojů 3.6.1 Výpočet šroubového spojené konstrukce plošiny a unašeče (upravený L profil) Šrouby musí po utažení vyvinout dostatečně velkou osovou sílu. Následně vznikající třecí síla musí být větší než síla přenášená šroubovým spojem. Dovolené napětí šroubu σ D 640 N mm, počet šroubů i 6, malý průměr závitu d 3 13,54 mm, zatěžovací síla F 19 60 N, bezpečnost k min 4 a součinitel smykového tření (ocel-ocel) f 0,15. Osová třecí síla: F o σ D i π d 3 640 10 6 6 π (13,54 10 3 ) 4 4 55,91 kn (171) F t f F o 0,15 55 915 8 937,6 N vyhovuje (17) Podmínka spoje F t F k min je splněna. Obrázek : Šroubové spojení plošiny a unašeče Návrh rekonstrukce sklepního výtahu - 4 -
3.6. Výpočet šroubového spojení unašeče (upravený L profil) a unášivých členů řetězu Výpočet je proveden obdobně jako u předchozího spojení. Počet šroubů i 8, malý průměr závitu d 3 11,54 mm, ostatní parametry zůstávají nezměněny. Výsledné síly: F o 535,51 kn ; F t 80 37,1 N vyhovuje (173) Podmínka spoje F t F k min je splněna. Unašeč plošiny (upravený L profil) je spojen s unášivými členy řetězu, které jsou k řetězu kupovány jako normalizovaná součást [11] podoba unášivého členu je zobrazena na obr. 4. Obrázek 4: Unášivý člen řetězu [11] Obrázek 3: Šroubové spojení unašeče a unášivých členů řetězu Návrh rekonstrukce sklepního výtahu - 43 -
3.7 Návrh uložení řetězového kola na hřídeli nástěnné kladky Řetěz bude zavěšen na nástěnné kladce, na níž bude uloženo řetězové kolo, jak je patrno na obr. 5. Pevnostní výpočet hřídele a návrh ložisek je řešen dle zjednodušeného schématu na obr. 6. Obrázek 6: Zjednodušené schéma uložení řetězky Obrázek 5: Nástěnná kladka 3.7.1 Pevnostní výpočet Výpočet reakcí (reakce ve směru osy x je nulová): R y F r 9 810 19 60 N (174) M o F r (,5 + 17) 9 810 (,5 + 17) 387 495 Nmm (175) Návrh rekonstrukce sklepního výtahu - 44 -
Výpočet ohybového a smykového napětí: σ o M o 3 M o 3 387 495 W 3 o π d h π 60 3 18,7 N (176) mm τ R y S 4 R y 4 19 60 π d h π 60 6,93 N (177) mm Výpočet redukovaného napětí σ red a kontrola k mezi kluzu σ k 60 uvažování bezpečnosti k min 4: N mm při σ red σ o + 3 τ 18,7 + 3 6,93 1,86 N (178) mm σ red k min σ k 1,86 4 60 podmínka splněna (179) 3.7. Návrh a kontrola ložisek Byla vybrána radiální kuličková ložiska. Návrh byl proveden dle katalogu SKF [4]. Součinitel styku m 3, rotační součinitel V 1. Navrženo bylo ložisko SKF 601 pro obě strany hřídele stejné, na průměr hřídele d h 60 mm. Dynamická únosnost ložiska C 30,7 kn, statická únosnost C 0 3, kn. Jelikož je uvažováno pouze radiální zatížení je součinitel X 1 a součinitel Y 0. Výpočet ekvivalentního zatížení ložiska: F e V X F r 1 1 9 810 9 810 N (180) Přepočet hodinové trvanlivosti ložisek L h 0 000 hod na trvanlivost pro odpovídající počet otáček L n. L n L h 60 n ř 0 000 60 16,1 10 6 10 6 19,3 [10 6 ot. ] (181) Výpočet dynamické únosnosti kuličkového ložiska: m C v F e L n 3 9 810 19,3 6 33,16 N (18) Výrobce udává dynamickou únosnost ložiska C 30,7 kn což je vyšší než hodnota vypočtené dynamické únosnosti a ložisko tedy vyhovuje. Návrh rekonstrukce sklepního výtahu - 45 -
3.8 Výpočet potřebného brzdného momentu a návrh velikosti brzdy Jelikož se brzda nachází mezi motorem a převodovkou, je třeba brzdu dimenzovat na brzdný moment, který je určen krouticím momentem od motoru a poloměrem brzdového bubnu. Bezpečnost brzdy je k 3. F b Mk M 36 0 36, N d b 00 (183) M b F b d b k 36, 00 3 108 660 Nmm 108,66 Nm (184) Tento výsledný moment musí být schopna brzda zastavit, což vybraný typ splňuje. Z katalogu výrobce [16] vybírám elektrohydraulickou brzdu Galvi N(NV).00.HYD.03/05, k níž náleží brzdový buben Galvi GD.00.. Protože má brzdný moment až do 330 Nm. Obrázek 8: Elektrohydraulická brzda Galvi [16] Obrázek 7: Brzdový buben s pružnou spojkou Galvi [16] Návrh rekonstrukce sklepního výtahu - 46 -
3.9 Návrh rámu Rám navrhuji jako svařenec z normalizovaných válcových profilů U. Elektromotor, převodovka a elektrohydraulická brzda jsou na rám přišroubovány. Elektromotor je přišroubován k přivařeným U profilům na rámu, protože jeho osová výška je menší než osová výška převodovky. Rám je přišroubován k podlaze strojovny. Obrázek 9: Rám pohonu sklepního výtahu 3.10 Návrh vodítek Předpokládá se použití vodítek Monteferro T90 x 75 x 16 mm na obr. 30. Vodítka jsou tažena za studena, vyrobená z oceli 11 373. Použitá vodítka odpovídají normě ISO 7465. Obrázek 30: Vodítko Monteferro T90 x 75 x 16 [10] Návrh rekonstrukce sklepního výtahu - 47 -
K zajištění vedení výtahu budou použity kluzné vodící čelisti HSM 140 na obr. 31. Obrázek 31: Kluzná vodící čelist HSM 140 [10] 3.11 Umístění pohonu ve strojovně Pohon sklepního výtahu je řešen tak, že bude umístěn ve strojovně výtahu, která se nachází na dně výtahové šachty. Rám pohonu je přišroubován k podlaze strojovny. Na rámu jsou umístěny komponenty pohonu. Strojovna výtahu musí být přístupná dveřmi nebo poklopem a dostatečně prostorná, aby byla umožněna kontrola a údržba výtahového stroje. Strojovna nesmí být používána k jiným účelům než pro sklepní výtah a nesmí v ní být umístěno potrubí, kabely či jiné zařízení nepatřící ke sklepnímu výtahu. Návrh rekonstrukce sklepního výtahu - 48 -
4 Závěr ČVUT v Praze Cílem práce bylo navrhnout pohon a koncepční řešení sklepního výtahu pro přepravu sudů, popelnic a dalšího materiálu do sklepních prostor objektu. Práce je zaměřena především na návrh pohonu sklepního výtahu. Z počátku byla nastíněna problematika zdvihacích mechanismů, jejich využití a výhody jednotlivých typů výtahů. Po zvážení požadavků a možností jednotlivých provedení výtahu byla vybrána jako nejvýhodnější varianta zdvihací plošina s trakčním řetězovým pohonem. Byly propočítány a zkontrolovány důležité uzly pohonu i konstrukce plošiny a všechny splňují stanovené bezpečnostní i jiné podmínky. Jako pohon byla navržena čelní dvoustupňová převodovka s elektromotorem. Pohon je dostatečně dimenzován pro provoz v zadaných podmínkách. Při návrhu konstrukce zdvihacího mechanismu byly voleny především normalizované části pro jednoduchost výroby a případnou údržbu. Samotná nosná konstrukce plošiny byla navržena ze snadno svařitelných normalizovaných profilů a plechů. Součástí konstrukce mechanismu jsou i vybrané komponenty z katalogů výrobců, u nichž byly provedeny kontroly únosnosti jednotlivých dílů. Jako alternativní pohon by mohla sloužit šneková převodovka. Nebyla by za potřebí bezpečnostní brzda, protože za správných podmínek je šneková převodovka samosvorná. K vytvoření 3D CAD modelu konstrukčního návrhu byl použit systém Autodesk Inventor 015, ve kterém byl vytvořen i výkres sestavení a kusovník. Výkres sestavení i kusovník jsou přílohou práce. Cíle stanovené v úvodu práce byly splněny. Návrh rekonstrukce sklepního výtahu - 49 -
5 Seznam použitých symbolů symbol jednotka význam h [m] výška zdvihu t [s] doba zdvihu v [m/s] rychlost posuvu m b [kg] hmotnost břemene m p [kg] hmotnost plošiny m c [kg] celková hmotnost k min [-] součinitel bezpečnosti řetězových zdvihacích mechanismů F [N] výsledná zatěžovací síla F [N] gravitační síla působící na plošinu s břemenem g [m/s ] gravitační zrychlení z ř [-] počet zubů řetězového kola F pt [N] únosnost řetězu P ř [mm] rozteč řetězu d ř [mm] průměr roztečné kružnice ω ř [rad/s] úhlová rychlost řetězového kola n ř [ot/min] předběžné otáčky řetězového kola Mk ř [Nm] krouticí moment na řetězovém kole P ř [W] výkon přenášený řetězovým převodem k m [-] součinitel bezpečnosti výkonu motoru η ř [-] účinnost řetězového převodu P out [W] požadovaný výkon na výstupní hřídeli převodovky P M [W] minimální výkon elektromotoru η př [-] účinnost převodovky Návrh rekonstrukce sklepního výtahu - 50 -
n M [ot/min] otáčky elektromotoru n [ot/min] otáčky hřídele převodovky z [-] počet zubů z T [-] teoretický počet zubů i T [-] teoretický převodový poměr i [-] převodový poměr i [-] rozdíl teoretického a skutečného převodového poměru Mk [Nmm] krouticí moment d min [mm] minimální průměr hřídele převodovky τ D [N/mm ] dovolené tečné napětí K F [-] součinitel přídavného zatížení K A [-] součinitel vnějších dynamických vlivů K Hβ [-] součinitel nerovnoměrnosti zatížení zubu b wf /m n [-] poměr šířky ozubení k normálovému modulu f p [(N/mm ) 1/3 ] součinitel druhu ozubení σ limb [N/mm ] mez únavy ohybu ozubení σ F [N/mm ] snížená mez únavy ohybu ozubení m [mm] modul ozubení d [mm] roztečný průměr d w [mm] valivý průměr a [mm] osová vzdálenost a w [mm] valivá osová vzdálenost b w [mm] šířka ozubení α úhel záběru α t čelní úhel záběru Návrh rekonstrukce sklepního výtahu - 51 -
α tw valivý úhel záběru x [-] velikost korekce ozubení S F [-] bezpečnost ozubení v ohybu S H [-] bezpečnost ozubení v dotyku F T [N] tečná síla F R [N] radiální síla F A [N] axiální síla β úhel sklonu ozubení β w valivý úhel sklonu ozubení R x [N] reakční síla ve směru osy x R y [N] reakční síla ve směru osy y R z [N] reakční síla ve směru osy z R [N] celková reakční síla a, b, l [mm] délkové rozměry Mo [Nmm] ohybový moment Mo max [Nmm] maximální ohybový moment C 0 [N] statická únosnost ložiska C [N] dynamická únosnost ložiska e [-] porovnávací součinitel zatížení ložiska X [-] součinitel radiálního zatížení ložiska Y [-] součinitel axiálního zatížení ložiska F e [N] ekvivalentní zatížení ložiska L h [hod] životnost ložiska k [-] bezpečnost k s [-] statická bezpečnost Návrh rekonstrukce sklepního výtahu - 5 -
k d [-] dynamická bezpečnost τ k [N/mm ] napětí v krutu W k [mm 3 ] průřezový modul v krutu σ o [N/mm ] napětí v ohybu W o [mm 3 ] průřezový modul v ohybu σ red [N/mm ] redukované napětí σ Co( 1) [N/mm ] mez únavy v ohybu σ Co( 1) [N/mm ] snížená mez únavy v ohybu τ Ck( 1) [N/mm ] mez únavy v krutu τ Ck( 1) [N/mm ] snížená mez únavy v krutu θ [ /m] poměrný úhel ve smyku φ úhel zkroucení G [N/mm ] modul pružnosti ve smyku I p [mm 4 ] polární moment průřezu y max [mm] maximální průhyb y oz [mm] průhyb v místě ozubení φ l úhel natočení hřídele v místě uložení ložisek ε V [-] součinitel velikosti součásti η p [-] součinitel povrchu součásti β [-] vrubový součinitel p D [N/mm ] dovolený tlak b p [mm] šířka pera h p [mm] výška pera d I [mm] průměr vstupní hřídele pod spojkou p [N/mm ] tlak Návrh rekonstrukce sklepního výtahu - 53 -