VYSOKÉ UČENÍ TECHNICKÉ V BRNĚ BRNO UNIVERSITY OF TECHNOLOGY

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 TRAVELLING CRAB BAKALÁŘSKÁ PRÁCE BACHELOR S THESIS AUTOR PRÁCE AUTHOR VEDOUCÍ PRÁCE SUPERVISOR JIŘÍ KOLÁŘ doc. Ing. JIŘÍ MALÁŠEK, Ph.D. BRNO 2013

Vysoké učení technické v Brně, Fakulta strojního inženýrství Ústav automobilního a dopravního inženýrství Akademický rok: 2012/2013 ZADÁNÍ BAKALÁŘSKÉ PRÁCE student(ka): Jiří Kolář který/která studuje v bakalářském studijním programu obor: Stavba strojů a zařízení (2302R016) Ředitel ústavu Vám v souladu se zákonem č.111/1998 o vysokých školách a se Studijním a zkušebním řádem VUT v Brně určuje následující téma bakalářské práce: v anglickém jazyce: Jeřábová kočka Travelling Crab Stručná charakteristika problematiky úkolu: Proveďte konstrukční návrh a výpočet zdvihového ústrojí jeřábové kočky. Nosnost 30 000 kg Zdvih 40 m Rychlost zdvihu 0,08 m.s-1 Rychlost pojezdu 0,5 m.s-1 Rozchod kočky 3 600 mm Rozvor kočky 3 000 m Zdvihová třída H3 Cíle bakalářské práce: Proveďte výpočet hlavních rozměrů pro zadaný zdvih, proveďte pevnostní výpočet kladnice. Vypracujte výkresovou dokumentaci sestavy kladnice s rozpiskou - kusovníkem. Nakreslete detaily: lanová kladka,příčník,matice háku,čep.

Seznam odborné literatury: 1. Shigley J.E.,Mischke Ch.R.,Budynas R.G.: Konstruování strojních součástí. 2010. ISBN 978-80-214-2629-0. 2. Gajdůšek,J., Škopán,M.: Teorie dopravních a manipulačních zařízení. 3. Remta,F., Kupka,L., Dražan.F.: Jeřáby. 4. Cvekl,Z., Dražan.F.: Teoretické základy transportních zařízení. 5. Jančík, L.: Části a mechanismy strojů, ČVUT Praha, 2004. 6. Klimeš P.: Části a mechanismy strojů I, II, VUT Brno 2003. Vedoucí bakalářské práce: doc. Ing. Jiří Malášek, Ph.D. Termín odevzdání bakalářské práce je stanoven časovým plánem akademického roku 2012/2013. V Brně, dne 20.11.2012 L.S. prof. Ing. Václav Píštěk, DrSc. prof. RNDr. Miroslav Doupovec, CSc., dr. h. c. Ředitel ústavu Děkan fakulty

ABSTRAKT, KLÍČOVÁ SLOVA ABSTRAKT Bakalářská práce obsahuje základní výpočty pro navržení základních rozměrů zdvihového mechanismu jeřábové kočky pro nosnost 30 000 kg, pevnostní výpočet součástí kladnice, jako jsou například čep kladek, příčník a boční táhlo, dále pak návrh pohonu. Poslední částí je výkresová dokumentace sestavy kladnice a detailní výkresy vybraných součástí. KLÍČOVÁ SLOVA výpočty základní rozměrů, zdvihový mechanismus, jeřábová kočka, nosnost, pevnostní výpočty kladnice, návrh pohonu, výkresová dokumentace ABSTRACT Thesis covers the basic calculations for the design of the basic dimensions of the lift mechanism of travelling crab to load 30,000 kg, strength calculation parts of the hook block such as pulley bolt, beam and side rod, as well as draft propulsion. The last part is the design documentation of assembly drawing of the hook block and detailed drawings of selected components. KEYWORDS calculating the basic dimensions, lifting mechanism, traveling crab, load capacity, strength calculations of the hook block, draft propulsion, drawing documentation BRNO 2013

BIBLIOGRAFICKÁ CITACE BIBLIOGRA F ICKÁ CITACE KOLÁŘ, J. Jeřábová kočka. Brno: Vysoké učení technické v Brně, Fakulta strojního inženýrství, 2013. 59 s. Vedoucí diplomové práce doc. Ing. Jiří Malášek, Ph.D.. BRNO 2013

ČESTNÉ PROHLÁŠENÍ ČESTNÉ PROHLÁŠENÍ Prohlašuji, že tato práce je mým původním dílem, zpracoval jsem ji samostatně pod vedením doc. Ing. Jiří Malášek, Ph.D. a s použitím literatury uvedené v seznamu. V Brně dne 24. května 2013..... Jiří Kolář BRNO 2013

PODĚKOVÁNÍ PODĚKOVÁNÍ Tímto prohlášením bych chtěl poděkovat vedoucímu mé bakalářské práce panu doc. Ing. Jiřímu Maláškovi, Ph.D. za pomoc při zpracovávání mé bakalářské práce. Dále bych chtěl poděkovat své rodině, která mi umožnila studovat na vysoké škole a vždy mě maximálně podporovala. BRNO 2013

OBSAH OBSAH Úvod... 10 1 Zdvihový mechanismus... 11 2 Kladkostroje zdvihových mechanismů... 12 2.1 Návrh převodového poměru kladkostroje... 12 2.2 Účinnost kladkostroje... 12 3 Ocelová lana... 13 3.1 Návrh lana... 13 3.1.1 Výpočet osové síly ocelového lana... 13 3.2 Výpočet jmenovité únosnosti lana... 14 4 Lanové kladky... 16 4.1 Návrh vodící kladky... 16 4.2 Návrh vyrovnávací kladky... 17 5 Lanový buben... 18 5.1 Návrh lanového bubnu... 18 5.1.1 Výpočet navíjené délky lana... 19 5.1.2 Výpočet počtu závitů lana... 19 5.1.3 Výpočet délky lanového bubnu... 20 5.1.4 Výpočet předběžné tloušťky stěny lanového bubnu... 21 6 Pevnostní výpočet kladnice... 22 6.1 Výpočet sil působících na čep kladnice... 22 6.1.1 Výpočet kritických míst čepu... 23 6.1.2 Výpočet minimálního průměru čepu... 25 6.1.3 Kontrola čepu na střih... 26 6.2 Návrh příčníku... 27 6.2.1 Výpočet ohybových momentů v kritických místech... 27 6.2.2 Návrh minimálního průměru čepu příčníku... 29 6.2.3 Návrh výšky příčníku... 30 6.3 Návrh táhla bočnice... 31 6.3.1 Výpočet tloušťky táhla bočnice... 31 6.3.2 Výpočet šířky táhla bočnice... 32 6.4 Volba háku... 33 6.4.1 Výpočet minimálního průměru dříku... 34 6.4.2 Výpočet délky závitu... 35 7 Ložiska... 36 7.1 Radiální ložiska... 36 BRNO 2013 8

OBSAH 7.1.1 Kontrola únosnosti radiálního ložiska... 36 7.2 Axiální ložiska... 38 7.2.1 Kontrola únosnosti axiálního ložiska... 38 8 Pohon zdvihového mechanismu... 40 8.1 Návrh motoru... 40 8.1.1 Výpočet otáček lanového bubnu... 40 8.1.2 Výpočet výkonu motoru... 41 8.2 Návrh převodovky... 42 8.2.1 Výpočet převodového poměru převodovky... 42 8.2.2 Skutečné otáčky motoru... 43 8.2.3 Výpočet skutečné zdvihové rychlosti... 44 8.2.4 Kontrola rozdílu skutečné a zadané rychlosti... 44 8.3 Kontrola navrhovaného motoru... 45 8.3.1 Statický moment břemene... 45 8.3.2 Moment posuvných sil redukovaných na výstupní hřídel motoru... 46 8.3.3 Moment rotačních sil redukovaných na výstupní hřídel motoru... 46 8.3.4 Kontrola motoru na rozběh... 47 8.4 Návrh brzdy... 48 8.4.1 Výpočet skutečného brzdného momentu a kontrola brzdy... 49 Závěr... 51 Použité informační zdroje... 52 Seznam použitých zkratek a symbolů... 54 Seznam příloh... 59 BRNO 2013 9

ÚVOD ÚVOD Cílem mé bakalářské práce je navrhnout základní rozměry pro zdvihový mechanismus jeřábové kočky pro zadaný zdvih, zdvihovou rychlost a o potřebné nosnosti, která je 30 000 kg. V další části bakalářské práce se zaměříme na pevnostní výpočet kladnice a na konec se vypracuje dle získaných výsledků a rozměrů výkresová dokumentace sestavy kladnice a vybraných detailů součástí zdvihového mechanismu. Navrhovaný zdvihový mechanismus je součástí jeřábové kočky, která je umístěna na mostovém jeřábu, který je používaný pro těžký provoz. Zdvihový mechanismus se skládá z elektromotoru s kroužkovou kotvou, který přes zubovou spojku a dvoučelisťovou brzdu přenáší kroutící moment do převodovky. Pomocí převodovky je poháněn lanový buben na kterém je zavěšená pomocí ocelového lana, které musí splňovat podmínky pro zadaný druh provozu, kladnice jejíž hlavní součástí jsou vodící kladky hák, který slouží k uchopení břemena. Při navrhování základních rozměrů zdvihového mechanismu postupujeme postupným navrhováním základních součástí, pomocí kterých se můžeme zaměřit na pevnostní výpočet a posléze navrhnout pohon pro celý zdvihový mechanismus. Při návrhu je kladen důraz na celkovou bezpečnost a spolehlivost chodu zdvihového mechanismu. BRNO 2013 10

ZDVIHOVÝ MECHANISMUS 1 ZDVIHOVÝ MECHANISMUS Zdvihový mechanismus patří k základním mechanismům manipulačních strojů a slouží ke zvedání a spouštění břemene ve vymezené délce zdvihu. Jeřáby, jejichž součástí je jeřábová kočka, mají zdvihový mechanismus umístěn na jeřábové kočce a stává se tak jednou z jejích hlavní součástí. Zdvihový mechanismus je složen z několika součástí, mezi které patří trojfázový asynchronní motor s kroužkovou kotvou (pozice 1.). U zdvihacích mechanismů, které mají malý výkon, můžeme použít elektromotor s kotvou nakrátko. Elektromotor pomocí(pozice 2.) je vloženého hřídel přenáší kroutící moment přes jednoduchou zubovou spojku (pozice 5., 6.) a dvoučelisťovou brzdu (pozice 7.) do převodovky (pozice 3.). Převodovka dále pohání lanový buben (pozice 4.), který je pomocí nosného orgánu spojen s kladnicí, jejíž hlavní součásti jsou vodící kladky a uchopovací prostředek, který slouží k uchopení požadovaného břemena. Pro výpočet zdvihového mechanismu je nutné znát zdvih H, zdvihací rychlost v z, nosnost jeřábu Q a druh provozu jeřábu. Pomocí těchto hodnot pak můžeme navrhnout zdvihací mechanismus. [1,3] Obr 1 Schéma zdvihového mechanismu [3] BRNO 2013 11

KLADKOSTROJE ZDVIHOVÝCH MECHANISMŮ 2 KLADKOSTROJE ZDVIHOVÝCH MECHANISMŮ Kladkostroje se dělí na jednoduché a dvojité. Kladkostroje mohou být poháněny ručně nebo pomocí elektrického pohonu. Využití kladkostrojů je především k manipulaci s břemenem, ale mohou být také používány k montážním pracím. [1,2] 2.1 NÁVRH PŘEVODOVÉHO POMĚRU KLADKOSTROJE Výpočet proveden dle [5], str. 56 (1) i k [-] lanový převod kladkostroje n [1] počet nosných průřezů lana 2.2 ÚČINNOST KLADKOSTROJE Výpočet proveden dle [3], str. 44 (2) η ck [-] celková účinnost kladkostroje η [-] účinnost kladky uložené na kuličkových ložiscích m [-] počet nosných průřezů lana v jedné větvi BRNO 2013 12

OCELOVÁ LANA 3 OCELOVÁ LANA Mezi hlavní nosné orgány zdvihových mechanismů patří lana ocelová. Lana jsou specifické svým složením a liší se tak od ostatních strojních součástí zdvihového mechanismu tím, že mohou být namáhány jenom na tah. Ocelová lana se dělí na lana pohyblivá a lana nepohyblivá, kde pohyblivá lana se používají především při pohybu lana ve své ose a při provozu jsou ohýbána přes kladky nebo bubny. Zatímco lana nepohyblivá jsou v klidu a namáhány pouze břemenem ve směru osy lana. [1,3,5] 3.1 NÁVRH LANA Při návrhu ocelového lana vycházíme ze zadaných hodnot zdvihového mechanismu a druhu provozu, pro který budeme lano používat. Pro náš druh provozu vyhovují lana pohyblivé. Jsou to zdvihové lana jeřábů, které musí být ohebná, jelikož se odvíjejí na kladkách. [1,3] 3.1.1 VÝPOČET OSOVÉ SÍLY OCELOVÉHO LANA Výpočet proveden dle [17], str. 4 m b = 30 000 kg m = 4 m k = 800 kg g = 9,81 ms -2 m l = 300 kg η ck = 0,97 (3) BRNO 2013 13

OCELOVÁ LANA F [N] osová síla v laně m b [kg] hmotnost břemena m k [kg] předpokládaná hmotnost kladnice m l [kg] předpokládaná hmotnost lana η ck [-] celková účinnost kladkostroje dle 3 m [-] počet nosných průřezů v jedné větvi g [ms -2 ] tíhové zrychlení 3.2 VÝPOČET JMENOVITÉ ÚNOSNOSTI LANA F = 39 315,85 N k = 4,1 Výpočet proveden dle [3], str. 35 (4) Ze získaných výsledků bylo zvoleno lano SEAL 6X19W FSC, ČSN 02 4352 o jmenovité pevnosti 1 770 MPa dle [10] počet drátů = 114 d lano = 18 mm, m l1 = 1,25 kgm -1 F j = 222,1 kn Obr 2 Průřez voleného lana [10] BRNO 2013 14

OCELOVÁ LANA (5) zvolené lano vyhovuje F j [N] potřebná jmenovitá únosnost lana dle [3], str. 35 F L [n] jmenovitá únosnost voleného lana dle [10] m l1 [kgm -1 ] hmotnost lana dle [10] k l [1] součinitel bezpečnosti lan dle [3], str. 35 d lano [mm] průměr lana dle [10] BRNO 2013 15

LANOVÉ KLADKY 4 LANOVÉ KLADKY Lanové kladky zdvihového mechanismu dělíme na vodící a vyrovnávací kladky. Vodící kladky slouží k vedení lana za pohybu, zatímco vyrovnávací kladky jsou nepohyblivé a slouží k vyrovnávání určitých nerovností v jednotlivých větvích lanového systému. Vyrovnávací kladky mohou mít průměr menší, než mají kladky vodící. [1, 3] Obr 3 Detail lanové drážky vodící kladky 4.1 NÁVRH VODÍCÍ KLADKY Při návrhu vodících lanových kladek vycházíme z navrhnutého průměru lana a součinitele, který odpovídá určitému druhu kladky a provozu. Materiál vodících kladek volen GE240 dle [1,4]. d lano = 18 mm α 1 = 26 Výpočet proveden dle [3], str.37-38 Teoretický průměr: (6) BRNO 2013 16

LANOVÉ KLADKY Voleno: D v2 volíme o řád vyšší, jelikož lano je vinuto přes více než tři kladky a z důvodu přesmyknutí lana v nejnižší poloze kladnice. D 1min [mm] teoretický průměr vodící kladky dle [3], str. 37 D v1, D v2 [mm] volený průměr vodící kladky dle [3], str. 38 α 1 [-] součinitel závislý na druhu kladky a provozu dle [3], str. 37 d lano [mm] průměr lana viz kap. 3.2 4.2 NÁVRH VYROVNÁVACÍ KLADKY Návrh vyrovnávacích kladek je obdobný jako návrh kladek vodících, s tím že jediná změna je v součiniteli pro zadaný druh provozu a kladky. Materiál kladek volen GE240 dle [1,4] d lano = 18 mm α 2 = 18 Výpočty: Výpočet proveden dle [3], str. 37-38 Teoretický průměr: (7) Voleno: [mm] průměr lana viz kap. 3.2 [mm] teoretický průměr vyrovnávací kladky dle [3], str. 37 [mm] volený průměr vyrovnávací kladky dle [3], str. 38 [-] součinitel závislý na druhu kladky a provozu dle [3], str. 37 BRNO 2013 17

LANOVÝ BUBEN 5 LANOVÝ BUBEN Lanové bubny zdvihových mechanismů slouží k navíjení lana a díky tomu se mění výška zdvihu. Lanové bubny pro dvojitý kladkostroj, který navíjí buď lana dvě nebo oba konce jednoho lana, mají rozdělený lanový buben na poloviny s pravým a levým závitem. Lanové bubny jsou namáhány na ohyb, krut a vnějším přetlakem. [1,3] 5.1 NÁVRH LANOVÉHO BUBNU Návrh lanového bubnu závisí na jmenovitém průměru zvoleného lana a součiniteli druhu provozu. Materiál lanového bubnu volen GE240 dle [1,4] Výpočet proveden dle [3], str. 38-41 d lano = 18 mm α b = 20 (8) Voleno: D b volíme podle podmínky velkých zdvihacích výšek, a abychom dosáhli menší celkové délky bubnu. D b [mm] průměr lanového bubnu dle [3], str. 39 α b [1] součinitel závislý na druhu provozu lan. bubnu dle [3], str. 39 d lano [mm] průměr lana viz kap. 3.2 BRNO 2013 18

LANOVÝ BUBEN 5.1.1 VÝPOČET NAVÍJENÉ DÉLKY LANA i k = 4 H = 40 m (9) L b [m] navíjená délka lana dle [3], str. 40 H [m] velikost zdvihu dle zadání i k [-] lanový převod kladkostroje viz rovnice (1) 5.1.2 VÝPOČET POČTU ZÁVITŮ LANA L = 160 m D b = 1120 mm (10) Voleno: z = 49 závitů D b [mm] průměr lanového bubnu dle viz rovnice (8) L b [m] navíjená délka lana dle [3], str. 40 z [-] počet závitů dle [3], str. 39 BRNO 2013 19

LANOVÝ BUBEN 5.1.3 VÝPOČET DÉLKY LANOVÉHO BUBNU t = 20 mm z = 49 závitů Délka závitové části bubnu: (11) Délka krajních hladkých částí: (12) Celková délka: (13) l [mm] délka závitové části lanového bubnu dle [3], str. 40 l 1 [mm] délka střední hladké části lanového bubnu dle [3], str. l 2 [mm] délka krajních hladkých částí lanového bubnu dle [3], str. 41 l c [mm] celková délka lanového bubnu dle [3], str. 40 t [mm] rozteč lanových drážek lanového bubnu dle [3], tab. 6-6 z [-] počet závitů lanového bubnu dle [3], str. 39 BRNO 2013 20

LANOVÝ BUBEN 5.1.4 VÝPOČET PŘEDBĚŽNÉ TLOUŠŤKY STĚNY LANOVÉHO BUBNU d lano = 18 mm (14) Voleno: s = 15 mm s [mm] předběžná tloušťka stěny lanového bubnu dle [3], str. 41 d lano [mm] průměr lana viz kap. 3.2 BRNO 2013 21

PEVNOSTNÍ VÝPOČET KALDNICE 6 PEVNOSTNÍ VÝPOČET KLADNICE Kladnice zdvihového mechanismu mohou být jedno-kladkové nebo více-kladkové a umožní dosáhnout převodu mezi hákem a bubnem. Při pevnostním výpočtu postupujeme dle [6] 6.1 VÝPOČET SIL PŮSOBÍCÍCH NA ČEP KLADNICE m b = 30 000 kg g = 9.81 ms -2 m kl = 800 kg γ 10 = 1,3 m l = 300 kg v z = 0,08 ms -2 Výpočet maximální působící síly: (15) Obr 4 Schéma zatížení čepu kladnice BRNO 2013 22

PEVNOSTNÍ VÝPOČET KALDNICE Výpočet sily působící na kladku: (16) Výpočet sily působící na bočnici: (17) m b [kg] hmotnost břemena viz kap. 3.1.1 m kl [kg] předpokládaná hmotnost kladnice viz kap. 3.1.1 m l [kg] předpokládaná hmotnost lana viz kap. 3.1.1 g [ms -2 ] tíhové zrychlení γ 10 [-] součinitel zatížení od jmenovitého břemene dle [18] v z [ms -1 ] zdvihová rychlost dle zadání F max [N] maximální zatěžující síla F kl [N] síla působící na kladnici F bo [N] síla působící na bočnici 6.1.1 VÝPOČET KRITICKÝCH MÍST ČEPU a = 69 mm b = 88 mm c = 60 mm d = 85,5 mm F kl = 130 917,2 N F bo = 272 934,61 N BRNO 2013 23

PEVNOSTNÍ VÝPOČET KALDNICE Obr 5 Průběh zatížení čepu kladek (18) (19) (20) BRNO 2013 24

PEVNOSTNÍ VÝPOČET KALDNICE a, b, c, [mm] délka intervalu dle Obr. 3 F kl [N] síla působící na kladku viz rovnice (16) F bo [N] síla působící na bočnici viz rovnice (17) M OI [Nmm] ohybový moment v bodě I M OII [Nmm] ohybový moment v bodě II M OIII [Nmm] ohybový moment v bodě III Z výsledků plyne, že nejkritičtější místo, kde se nachází největší ohybový moment, je v bodě I. Díky zjištění maximálního ohybového momentu se určí minimální průměr čepu pomocí ohybové rovnice. 6.1.2 VÝPOČET MINIMÁLNÍHO PRŮMĚRU ČEPU Materiál čepu byl volen podle vlastností jednotlivých konstrukčních ocelí třídy 11. Hlavní důvody pro zvolení oceli E335 byly vhodnost této konstrukční oceli pro strojní součásti, které mohou být namáhány staticky a dynamicky a dále schopnost odolávat velkým měrným tlakům. Materiál volen dle [4] R e = 295 MPa k = 2 M 0max = 9 033 286,8 Nmm (20) (21) Voleno: d c = 95 mm BRNO 2013 25

PEVNOSTNÍ VÝPOČET KALDNICE R e [MPa] mez kluzu dle [14], str. 234 k [-] součinitel bezpečnosti ocelí dle [14], str. 38 M Omax [Nmm] maximální ohybový moment [MPa] dovolené ohybové napětí čepu dle [6], str. 52 [mm] průměr čepu W OC [mm 3 ] modulový průřez pro ohyb čepu [14], str. 40 6.1.3 KONTROLA ČEPU NA STŘIH τ CDOV = 65 105 MPa F kl = 130 917,2 N (22) Vypočítané smykové napětí čepu vyhovuje podmínce čep vyhovuje., takže navrhovaný [MPa] smykové napětí čepu [MPa] dovolené smykové napětí čepu dle [6], str. 53 [N] síla působící na kladku viz rovnice (16) [mm 2 ] plocha průřezu čepu [mm] průměr čepu viz rovnice (21) BRNO 2013 26

PEVNOSTNÍ VÝPOČET KALDNICE 6.2 NÁVRH PŘÍČNÍKU Materiál příčníku zvolen E335, který je odolný vůči měrným tlakům a může být namáhán jak staticky, tak i dynamicky. Příčník je součást kladnice, kterou prochází hák a je upevněna pomocí čepů v bočních táhlech. Příčník je namáhán na ohyb. Materiál volen dle [4]. Obr. 6 Řez zatíženého příčníku 6.2.1 VÝPOČET OHYBOVÝCH MOMENTŮ V KRITICKÝCH MÍSTECH F max = 523 668,79 N F bo = 272 934.61 N l p = 250 mm a p = 125 mm c p = 15 mm (24) BRNO 2013 27

PEVNOSTNÍ VÝPOČET KALDNICE (25) Obr. 7 Průběh zatížení příčníku sestavy kladnice F max [N] maximální zatěžující síla od břemene viz rovnice (15) F bo [N] síla působící na bočnice viz rovnice (17) l p [mm] délka příčníku dle Obr. 6 a p [mm] polovina délky příčníku dle Obr. 6 c p [mm] vzdálenost hrany od bočnice dle Obr. 6 (Nmm] ohybový moment příčníku v kritickém bodě I (Nmm] ohybový moment příčníku v kritickém bodě II BRNO 2013 28

PEVNOSTNÍ VÝPOČET KALDNICE 6.2.2 NÁVRH MINIMÁLNÍHO PRŮMĚRU ČEPU PŘÍČNÍKU M OPI = 4 094 019,15 Nmm α k = 2 R e = 295 k = 2 (26) (27) Volím [mm] průměr čepu příčníku [-] součinitel koncentrace napětí dle [14], str. 51 [-] součinitel bezpečnosti dle [14], str. 38 [MPa] ohybový moment příčníku v kritickém místě I [MPa] mez kluzu dle [14], str. 234 [MPa] dovolené ohybové napětí příčníku [MPa] maximální ohybové napětí příčníku BRNO 2013 29

PEVNOSTNÍ VÝPOČET KALDNICE 6.2.3 NÁVRH VÝŠKY PŘÍČNÍKU M OPII = 38 210 845,4 Nmm k = 2 R e = 295 MPa b = 60 mm (28) (29) Volím h p = 150 mm [MPa] ohybový moment příčníku v kritickém místě II [MPa] mez kluzu dle [14], str. 234 [MPa] dovolené ohybové napětí příčníku dle [6], str. 52 b P [mm] tloušťka příčníku dle Obr. 6 [-] součinitel bezpečnosti ocelí dle [14], str. 38 Dále zvolena šířka příčníku l 2 = 240 a délka příčníku z hlediska uspořádání lanových kladek v sestavě kladnice l 1 = 250. BRNO 2013 30

PEVNOSTNÍ VÝPOČET KALDNICE 6.3 NÁVRH TÁHLA BOČNICE Materiál táhla bočnice volen E335 dle [4]. Obr 8 Detail táhla bočnice 6.3.1 VÝPOČET TLOUŠŤKY TÁHLA BOČNICE F bo = 272 934.61 N p BDOV = 200 MPa d cp = 95 mm (30) (31) Volím b b = 30 mm BRNO 2013 31

PEVNOSTNÍ VÝPOČET KALDNICE F bo [N] síla působící na bočnici viz rovnice (17) p BDOV [MPa] dovolený tlak působící na táhlo bočnice [mm -2 ] plocha průřezu čepu příčníku d cp [mm] průměr čepu příčníku viz rovnice (27) 6.3.2 VÝPOČET ŠÍŘKY TÁHLA BOČNICE F bo = 272 934.61 N d cp = 95 mm k = 2 R e = 295 MPa (32) ( ) (33) Volím F bo [N] síla působící na bočnici vit rovnice (17) [MPa] dovolené tahové napětí v táhle bočnice dle [6], str. 52 d cp [mm] průměr čepu příčníku viz rovnice (27) [MPa] mez kluzu dle [14], str. 234 [-] součinitel bezpečnosti ocelí dle [14], str. 38 b b [mm] tloušťka táhla bočnice viz rovnice (31) BRNO 2013 32

PEVNOSTNÍ VÝPOČET KALDNICE 6.4 VOLBA HÁKU Pro náš požadovaný zdvih zvolen dvojitý kovaný hák číslo 32 dle [15]. Dále pomocí hodnot od výrobce volného háku vypočteme minimální průměr dříku a navrhneme délku závitu háku. Materiál háku byl zvolen S355J0. Obr 9 Dvojitý kovaný hák [15] Pevnostní třída: P (4m) a 1 = 160 mm a 2 = 125 mm b 1 = 132 mm f 1 = 672 mm h = 170 mm l 1 = 790 mm BRNO 2013 33

PEVNOSTNÍ VÝPOČET KALDNICE 6.4.1 VÝPOČET MINIMÁLNÍHO PRŮMĚRU DŘÍKU F max = 523 668,79 N R eh = 333 MPa k = 2 (34) (35) F max [N] maximální zatěžující síla od břemene [MPa] mez kluzu materiálu S355J0 dle [4] [-] součinitel bezpečnosti ocelí dle [14], str. 38 [mm] minimální průměr dříku háku [MPa] dovolené tahové napětí dříku BRNO 2013 34

PEVNOSTNÍ VÝPOČET KALDNICE 6.4.2 VÝPOČET DÉLKY ZÁVITU Závit háku volen TR110x12 dle [1], str. 166 F max = 523 668,79 N = 38 MPa d h2 = 106 mm h h = 6 P h = 12 (36) (37) Voleno: n = 8 (38) Voleno: L z = 110 mm F max [N] maximální zatěžující síla od břemene viz rovnice (15) [MPa] dovolený tlak v závitech háku d h2 [mm] střední průměr závitu h h [mm] nosná výška závitu háku P h [mm] rozteč závitu háku n h [-] počet závitů háku L zh [mm] minimální délka závitu háku BRNO 2013 35

LOŽISKA 7 LOŽISKA U jeřábu se používá výhradně ložiska valivá, která mají lepší trvanlivost, lze je snadněji mazat a jsou snadno vyměnitelná na rozdíl od ložisek kluzných. Nevýhoda oproti kluzným ložiskům však je jejich vyšší cena. Pro uložení kladek na čepu použijeme ložiska valivá, která přenáší radiální zatížení a pro uložení háku se použijí ložiska, která přenáší axiální zatížení. Dále se valivá ložiska dělí na kuličková a válečková. Pro námi navrhovaný zdvihový mechanismus volíme ložiska valivá kuličková.[1,7] 7.1 RADIÁLNÍ LOŽISKA Jednořadá kuličková ložiska se vyznačují tím, že mají velkou únosnost, jak v radiálním tak i v axiálním směru. Používají se převážně u strojních součástí, které se vyznačují dobrou souosostí.[1] 7.1.1 KONTROLA ÚNOSNOSTI RADIÁLNÍHO LOŽISKA m b = 30 000 kg m kl = 800 kg m l = 300 kg n l = 8 g = 9,81 ms -2 Výpočet radiální síly na ložisko: (39) [N] radiálně působící síla na jedno ložisko m b [kg] hmotnost břemena dle zadání m kl [kg] předpokládaná hmotnost kladnice viz kap. 3.1.1 m l [kg] předpokládaná hmotnost lana viz kap. 3.1.1 n l [-] počet ložisek g [ms -2 ] tíhové zrychlení BRNO 2013 36

LOŽISKA Ekvivalentní statické zatížení: F rl = 38 140 N (40) N (41) Podle vypočtených hodnot voleno ložisko jednořadé kuličkové SKF explorer 6019, které se vyznačuje vhodností pro velké výkony a tichým chodem a odolností dle [8], str. 31 Obr 10 Jednořadé kuličkové ložisko [8], str. 312 Vybrané parametry voleného ložiska: d = 95 mm D = 145 mm B = 24 mm vnitřní průměr ložiska vnější průměr ložiska šířka ložiska C 0 = 54 kn statická únosnost ložiska dle [8], str. 312 BRNO 2013 37

LOŽISKA 7.2 AXIÁLNÍ LOŽISKA Jednosměrná axiální kuličková ložiska smí přenášet osové zatížení pouze jedním směrem. Vyrábí se s plochými kroužky nebo s kulovou podložkou, která má schopnost vyrovnávat menší chyby v uložení.[1] 7.2.1 KONTROLA ÚNOSNOSTI AXIÁLNÍHO LOŽISKA m b = 30 000 kg m kl = 800 kg m l = 300 kg g = 9,81 ms -2 (42) [N] axiálně působící síla na jedno ložisko m b [kg] hmotnost břemena dle zadání m kl [kg] předpokládaná hmotnost kladnice viz kap. 3.1.1 m l [kg] předpokládaná hmotnost lana viz kap. 3.1.1 g [ms -2 ] tíhové zrychlení Ekvivalentní statické zatížení: F al = 305 091 N (43) (44) BRNO 2013 38

LOŽISKA Podle vypočtených hodnot voleno ložisko jednosměrné kuličkové SKF 51224 dle [9], str. 846 Obr 11 Jednosměrné axiální kuličkové ložisko [9], str. 846 Vybrané parametry voleného ložiska: d = 120 mm D = 170 mm H = 39 mm C 0 = 440 kn vnitřní průměr ložiska vnější průměr ložiska šířka ložiska statická únosnost ložiska BRNO 2013 39

POHON ZDVIHOVÉHO MECHANISMU 8 POHON ZDVIHOVÉHO MECHANISMU Pohon zdvihového mechanismu patří mezi hlavní součásti celého mechanismu. Skládá se z motoru, převodovky a brzdy. Nejpoužívanější pohon pro zdvihové mechanismy je pohon elektrický, který je výhodný svými vlastnostmi, jako je například schopnost stálého provozu, dostatečná bezpečnost, čistota provozu, snadná ovladatelnost, nízká cena a především možnost okamžitého zapínání a vypínání bez ztrát. U pohonu elektrického se můžeme setkat s několika nevýhodami. Jedna z největších nevýhod je závislost pohonu na zdroji proudu nebo velikosti otáček. [5] 8.1 NÁVRH MOTORU Mezi elektrické pohony můžeme zařadit pohony pomocí trojfázových asynchronních motorů s kotvou nakrátko, nebo s kroužkovou kotvou. Trojfázové asynchronní motory s kotvou nakrátko jsou známé svojí jednoduchou konstrukcí, malou hmotností, nízkou poruchovostí a nízkou cenou. Používají se pro mechanismy s nižšími výkony. Motory s kroužkovou kotvou se používají především pro větší výkony a pro mechanismy kde je potřeba dobré regulovatelnosti. Výpočet proveden dle [3], str. 66-71 8.1.1 VÝPOČET OTÁČEK LANOVÉHO BUBNU i k = 4 v z = 0,08 ms -1 D b = 1,12 m d lano = 0,018m (45) BRNO 2013 40

POHON ZDVIHOVÉHO MECHANISMU i k [-] lanový převod kladkostroje viz 2.1 v z [ms -1 ] zdvihová rychlost dle zadání D b [m] průměr lanového bubnu viz rovnice (8) d lano [m] průměr lana viz kap. 3.2 8.1.2 VÝPOČET VÝKONU MOTORU m b = 30 000 kg m k = 800 kg m l = 300 kg g = 9,81 ms -2 v z = 0,08 ms -1 η k = 0,97 η b = 0,96 η p = 0,98 Celková mechanická účinnost zdvihového mechanismuu: (46) Výkon motoru: (47) BRNO 2013 41

POHON ZDVIHOVÉHO MECHANISMU g [ms -2 ] tíhové zrychlení v z [ms -1 ] zdvihová rychlost dle zadání η c [-] celková účinnost zdvihového mechanismu dle [3], str. 67 η b [-] účinnost lanového bubnu dle [3], str. 67 η p [-] účinnost převodovky dle [3], str. 67 m b [kg] hmotnost břemena dle zadání m kl [kg] předpokládaná hmotnost kladnice viz kap. 3.1.1 m l [kg] předpokládaná hmotnost lana viz kap. 3.1.1 Podle vypočtených hodnot zvolen motor od značky SIEMENS dle [11], str.16 Volený motor: SIEMENS P(VP) 225M08 P m = 27 kw n m = 725 min -1 M N = 356 Nm m m = 480 kg ε = 40 % výkon motoru otáčky motoru kroutící moment motoru hmotnost motoru zatěžovatel 8.2 NÁVRH PŘEVODOVKY 8.2.1 VÝPOČET PŘEVODOVÉHO POMĚRU PŘEVODOVKY n m = 725 min -1 n b = 5,37 min -1 (48) BRNO 2013 42

POHON ZDVIHOVÉHO MECHANISMU n b [min -1 )] otáčky lanového bubnu dle [3], str. 67 n m [min -1 ] otáčky motoru viz kap. 8.1.2 Podle vypočteného potřebného převodu zvolena převodovka od firmy MOTOR GEAR s.r.o. dle [12] Volená převodovka: PC 90S140BS2 n 1 = 750 min -1 n 2 = 5,4 min -1 i p = 140 P p = 37 kw TN 2 = 59 700 Nm vstupní otáčky výstupní otáčky převodový poměr převodovky výkon převodovky výstupní kroutící moment 8.2.2 SKUTEČNÉ OTÁČKY MOTORU n m = 752 min -1 i p = 135 (49) i p [-] převodový poměr převodovky viz kap.8.1.2 n m [min -1 ] otáčky motoru viz kap. 8.2.1 BRNO 2013 43

POHON ZDVIHOVÉHO MECHANISMU 8.2.3 VÝPOČET SKUTEČNÉ ZDVIHOVÉ RYCHLOSTI D b = 1,12 m n b = 0,086 s -1 i k = 4 (50) D b [m] průměr lanového bubnu viz rovnice (8) n b [s -1 ] skutečné otáčky lanového bubnu viz rovnice (49) i k [-] převodový poměr kladkostroje viz rovnice (1) 8.2.4 KONTROLA ROZDÍLU SKUTEČNÉ A ZADANÉ RYCHLOSTI ( ) (51) ( ) % Převodovka vyhovuje podmínce rozdílu skutečné a zadané zdvihové rychlosti v z [ms -1 ] skutečná zdvihová rychlost viz rovnice (50) v z [ms -1 ] zadaná zdvihová rychlost dle zadání BRNO 2013 44

POHON ZDVIHOVÉHO MECHANISMU 8.3 KONTROLA NAVRHOVANÉHO MOTORU 8.3.1 STATICKÝ MOMENT BŘEMENE Výpočet dle [3], str. 68 m b = 30 000 kg m k = 800 kg m l = 300 kg D b = 1,12 m g = 9,81 ms -2 i k = 4 i p = 140 η c = 0,91 (52) D b (m) průměr lanového bubnu viz rovnice (8) g (ms -2 ) tíhové zrychlení i k (-) lanový převod kladkostroje viz kap. Rovnice (1) i p (-) převodový poměr převodovky viz rovnice (48) η c (-) celková účinnost zdvihového mechanismu viz rovnice (46) m b (kg) hmotnost břemena dle zadání m kl (kg) předpokládaná hmotnost kladnice viz kap. 3.1.1 m l (kg) předpokládaná hmotnost lana viz kap. 3.1.1 BRNO 2013 45

POHON ZDVIHOVÉHO MECHANISMU 8.3.2 MOMENT POSUVNÝCH SIL REDUKOVANÝCH NA VÝSTUPNÍ HŘÍDEL MOTORU Výpočet dle [3], str. 69 M st =335,6 Nm v z = 0,0756 ms -1 g = 9,81 ms -2 t r = 0,284 s (53) M st [Nm] statický moment břemene viz rovnice (52) v z [ms -1 ] skutečná zdvihová rychlost viz rovnice (50) g [ms -2 ] tíhové zrychlení t r [s] minimální doba rozběhu motoru dle [3], str. 70 8.3.3 MOMENT ROTAČNÍCH SIL REDUKOVANÝCH NA VÝSTUPNÍ HŘÍDEL MOTORU n m = 725 min -1 zr = 1,3 J = 1,2 t r = 0,284 BRNO 2013 46

POHON ZDVIHOVÉHO MECHANISMU (54) αzr [-] součinitel zahrnující o enty setrvačnosti rotujících h ot dle [3], str. 69 J [ g 2 ] o ent setrvačnosti rotoru otoru viz kap. 8.1.2 nm [min -1 ] ot č y otoru viz kap. 8.1.2 tr [s] ini lní o a roz ěhu otoru dle [3], str. 70 8.3.4 KONTROLA MOTORU NA ROZBĚH M st =335,6 Nm M zp = 9,1 Nm M zr = 417 Nm ξ = 2,9 M N = 356 Nm (55) Volený motor vyhovuje BRNO 2013 47

POHON ZDVIHOVÉHO MECHANISMU M st [Nm] statický moment břemene M zp [Nm] moment posuvných sil redukovaných na hřídel motoru viz Rovnice (53) M zr [Nm] moment rotačních sil redukovaných na hřídel motoru viz Rovnice (54) ξ [-] momentová přetížitelnost viz kap. 8.1.2 M N (Nm] kroutící moment motoru viz kap. 8.1.2 8.4 NÁVRH BRZDY Brzda zdvihového mechanismu se používá k zastavování posuvného i rotačního pohybu. Brzdy můžeme dělit na stavící a spouštěcí. Brzda stavící se používá k zastavování jak posuvného, tak i rotačního pohybu, zatímco brzda spouštěcí se používá ke spouštění a následného zastavení břemene. Pro zadaný zdvihový mechanismus volena brzda stavící dvoučelisťová. Výpočet proveden dle [3], str. 71-72 m b = 30 000 kg v z = 0,0756 ms -1 m k = 800 kg g = 9,81 ms -2 m l = 300 kg t b = 1 s D b = 1,12 m bzr = 1,3 g = 9,81 ms -2 J = 1,2 i p = 140 η c = 0,91 n m = 725 min -1 (56) ( ) BRNO 2013 48

POHON ZDVIHOVÉHO MECHANISMU ( ) M bst [Nm] statický brzdný moment břemene dle [3], str. 71 M bzp [Nm] moment posuvných sil redukovaných na hřídel brzdy viz rovnice (53) M bzr [Nm] moment rotačních sil redukovaných na hřídel brzdy viz rovnice (54) D b [m] průměr lanového bubnu viz rovnice (8) m b [kg] hmotnost břemena dle zadání m kl [kg] předpokládaná hmotnost kladnice viz kap. 3.1.1 m l [kg] předpokládaná hmotnost lana viz kap. 3.1.1 αbzr [-] součinitel zahrnující momenty setrvačnosti rotujících hmot dle [3], str. 72 J [kgm 2 ] moment setrvačnosti rotoru motoru viz kap. 8.1.2 n m [min -1 ] otáčky motoru viz kap. 8.1.2 t b [s] doba brzdění motoru [3], str 71 v z [ms -1 ] skutečná zdvihová rychlost viz rovnice (50) i p [-] převodový poměr převodovky viz rovnice (48) i k [-] lanový převod kladkostroje viz rovnice (1) η c [-] celková účinnost zdvihového mechanismu viz rovnice (46) 8.4.1 VÝPOČET SKUTEČNÉHO BRZDNÉHO MOMENTU A KONTROLA BRZDY M bst = 277,63 Nm β = 2 Vý očet: (57) (58) BRNO 2013 49

POHON ZDVIHOVÉHO MECHANISMU M b [Nm] brzdný moment viz rovnice (56) M bst [Nm] statický brzdný moment břemene viz rovnice (56) β [-] koeficient bezpečnost brzdy dle [3], str. 71 Podle provedeného výpočtu volena brzda dvoučelisťová s elektrohydraulickým odbrzďovacím servopohonem od firmy GALVI S.r.l. dle [13] Parametry volené brzdy: N(NV).400.HYD.081/06 d b = 400 mm M bmax = 1620 Nm m = 89 kg průměr kotouče brzdy maximální brzdný moment hmotnost brzdy BRNO 2013 50

ZÁVĚR ZÁVĚR Cílem první části mé bakalářské práce bylo navrhnout zdvihový mechanismus jeřábové kočky, který je umístěn na mostovém jeřábu. Nejprve jsem navrhl lanový převod kladkostroje a ocelové lano, tak aby maximálně vyhovovalo zadaným požadavkům na zdvihový mechanismus. Po zvolení ocelového lana jsem pokračoval návrhem lanových kladek. Nejprve jsem zvolil kladky vodící, které slouží k vedení lana za pohybu. A poté kladky vyrovnávací. U lanových kladek vodících kladek jsem volil dva různé průměry z důvodu velkého zdvihu a podmínky při vedení lana přes více jak tři lanové kladky, tak aby při provozu nedošlo k přesmyknutí ocelového lana v nejnižší poloze kladnice. Při návrhu lanového bubnu jsem se zaměřil na výsledek celkové délky lanového bubnu, proto jsem při návrhu průměru lanového bubnu zvolil jeho několika násobnou hodnotu, než jaká vyšla dle daných výpočtů. Dále jsem navrhl počet závitů na lanovém bubnu, tloušťku stěny lanového bubnu a na konec již zmiňovanou celkovou délku lanového bubnu, která se skládá z délek určitých části lanového bubnu, mezi které patří například délka střední hladké části nebo délka závitové části lanového bubnu. Pevnostní výpočet kladnice zdvihového mechanismu se zaměřuje především na odolnost zvoleného materiálu a navrhnutých rozměrů jednotlivých součástí vůči zatížení, které vyvolává tíha břemene. Základní podmínkou pro zvolené materiály a základní rozměry součástí kladnice bylo dosáhnout dostatečné bezpečnosti a spolehlivosti, tak aby se předešlo nežádoucím problémům a nehodám za provozu. Na závěr práce jsem zvolil pohon zdvihového mechanismu, dle předem známých výpočtových vzorců. Pomocí vzorce pro potřebný výkon jsem volil elektromotor dle katalogu výrobce, který jsem poté kontroloval metodou kontroly motoru na rozběh. Dále jsem volil převodovku zdvihového mechanismu pomocí převodového poměru a následně ji kontroloval metodou procentuálního rozdílu skutečné a zadané rychlosti zdvihu. Na úplném konci výpočtové zprávy jsem zvolil dvoučelisťovou brzdu s elektrohydraulickým odbrzďovačem dle katalogu výrobce. Druhou částí mé bakalářské práce byla výkresová dokumentace výkresu sestavení kladnice a detailní výkresy vybraných součástí, které jsem sestavoval ve výukové verzi programu Autocadu Mechanical 2013 firmy Autodesk. BRNO 2013 51

POUŽITÉ INFORMAČNÍ ZDROJE POUŽITÉ INFORMAČNÍ ZDROJE [1] REMTA, František. Jeřáby 1. Praha: Státní nakladatelství technické literatury, 1956, 620 s. [2] REMTA, František. Jeřáby 2. Praha: Státní nakladatelství technické literatury, 1958, 392 s. [3] MYNÁŘ, Břetislav a Jaroslav KAŠPÁREK. Dopravní a manipulační zařízení [online]. 126 s. [cit. 2013-05-22]. Dostupné z: http://www.iae2.fme.vutbr.cz/opory/dmzsylaby.pdf [4] SVOBODA, Pavel. Výběry z norem pro konstrukční cvičení. Vyd. 3. Brno: CERM, 2009, 223 s. ISBN 978-80-7204-636-2. [5] GAJDŮŠEK, Jaroslav a Miroslav ŠKOPÁN. Teorie dopravních a manipulačních zařízení. Brno: Vysoké učení technické v Brně, 1988, 277 s. ISBN 55-517-88. [6] Mechanika těles: pružnost a pevnost. 3. přeprac. vyd. Brno: CERM, 2004, 287 s. Učební texty vysokých škol (Vysoké učení technické v Brně). ISBN 80-214-2592-X. [7] SHIGLEY, Joseph Edward, Charles R MISCHKE a Richard G BUDYNAS. Konstruování strojních součástí. 1. vyd. Editor Martin Hartl, Miloš Vlk. Brno: VUTIUM, 2010, 1159 s. ISBN 978-80-214-2629-0. [8] SKF Ložiska a.s. Kuličková ložiska [online]. 2012 [cit. 2013-05-22]. Dostupné z: http://www.skf.com/files/515051.pdf [9] SKF Ložiska a.s. Axiální kuličková ložiska [online]. 2012 [cit. 2013-05-22]. Dostupné z: http://www.skf.com/files/515996.pdf [10] Pecko s.r.o. Ocelová lana [online]. 2011 [cit. 2013-05-22]. Dostupné z: http://www.lana-pecko.cz/download/ocelova_lana_katalog_2011.pdf [11] Elektromotory heidenreich. Trojfázové asynchronní motory hutní jeřábové kroužkové [online]. 1998 [cit. 2013-05-22]. Dostupné z: http://www.elektromotory.com/upload/file/katalog_p.pdf [12] Motor-gear s.r.o. Paralelní ploché převodovky [online]. 2001-2009 [cit. 2013-05- 22]. Dostupné z: http://www.motorgear.cz/userfiles/file/01_paralelni-plocheprevodovky.pdf [13] GALVI S.r.l. GALVI DIN failsafe Shoe Brakes [online]. 2013 [cit. 2013-05-22]. Dostupné z: http://www.galvi.it/moduli/catalogo/schedatecnica/1 [14] LEINVEBER, Jan a Pavel VÁVRA. Strojnické tabulky: pomocná učebnice pro školy technického zaměření. 4., dopl. vyd. Úvaly: Albra, 2008, xiv, 914 s. ISBN 978-80-7361-051-7. [15] VINGU-Steel, s.r.o. Kované háky dle DIN 15401 / 15402 [online]. 2008 [cit. 2013-05- 22]. Dostupné z: http://www.vingu.cz/katalog/kovane-haky-dle-din-15401-15402 BRNO 2013 52

POUŽITÉ INFORMAČNÍ ZDROJE [16] SVOBODA, Pavel, Jan BRANDEJS a František PROKEŠ. Základy konstruování: Návody pro konstrukční cvičení. Vyd. 3., přeprac. Brno: Akademické nakladatelství CERM, 2005, 202 s. ISBN 80-720-4405-2. [17] ČSN 27 0100. Výpočet ocelových lan pro jeřáby a zdvihadla. Praha 10: ÚNM, 1978, 8 s. [18] ČSN 27 0103. Návrh ocelových konstrukcí jeřábů. Praha 10: Vydavatelství norem, 1990, 68 s., A 4242 BRNO 2013 53

SEZNAM POUŽITÝCH ZKRATEK A SYMBOLŮ SEZNAM POUŽITÝCH ZKRATEK A SYMBOLŮ Značka Jednotka Název a p [mm] délka příčníku b b [mm] tloušťka táhla bočnice b p [mm] tloušťka příčníku C 0 [kn] statická únosnost ložiska c p [mm] polovina délky příčníku D 1min [mm] teoretický průměr vodící kladky D 2min [mm] teoretický průměr vyrovnávací kladky d b [mm] průměr kotouče brzdy D b [mm] průměr lanového bubnu d c [mm] průměr čepu d cp [mm] průměr čepu příčníku d h2 [mm] střední průměr závitu d h2 [mm] střední průměr závitu d hd [mm] minimální průměr dříku háku d lano [mm] průměr lana d p [mm] vzdálenost bočnice D v1, D v2 [mm] volený průměr vodící kladky D vy [mm] volený průměr vyrovnávací kladky F [N] osová síla v laně F al [N] axiálně působící síla F bo [N] síla působící na bočnici F j [N] potřebná jmenovitá únosnost lana F kl [N] síla působící na kladku F kl [N] síla působící na kladnici F l [N] jmenovitá únosnost voleného lana BRNO 2013 54

SEZNAM POUŽITÝCH ZKRATEK A SYMBOLŮ F max [N] maximální zatěžující síla od břemene F rl [N] radiálně působící síla g [ms -2 ] tíhové zrychlení h [mm] výška příčníku H [m] velikost zdvihu i k [-] lanový převod kladkostroje i p [-] převodový poměr převodovky J [kgm 2 ] moment setrvačnosti rotoru motoru k [-] součinitel bezpečnosti ocelí k l [-] součinitel bezpečnosti lan l [mm] délka závitové části lanového bubnu l 1 [mm] délka střední hladké části lanového bubnu l 2 [mm] délka krajních hladkých částí lanového bubnu L b [m] navíjená délka lana l c [mm] celková délka lanového bubnu L zh [mm] minimální délka závitu háku m [-] počet nosných průřezů lana v jedné větvi m b [kg] hmotnost břemena M b [Nm] brzdný moment M bmax [Nm] maximální brzdný moment M br [kg] hmotnost brzdy M bst [Nm] statický brzdný moment břemene M bzp [Nm] moment posuvných sil redukovaných na hřídel brzdy M bzr [Nm] moment rotačních sil redukovaných na hřídel brzdy m k [kg] předpokládaná hmotnost kladnice m l [kg] předpokládaná hmotnost lana m l1 [kgm -1 ] hmotnost lana BRNO 2013 55

SEZNAM POUŽITÝCH ZKRATEK A SYMBOLŮ m m [kg] hmotnost motoru M N [Nm] kroutící moment motoru M OI [Nmm] ohybový moment v bodě I M OII [Nmm] ohybový moment v bodě II M OIII [Nmm] ohybový moment v bodě III M Omax [Nmm] maximální ohybový moment M OPI [MPa] ohybový moment příčníku v kritickém místě I M OPII [Nmm] ohybový moment příčníku v kritickém bodě II M st [Nm] statický moment břemene M zp [Nm] moment posuvných sil redukovaných na hřídel motoru M zr [Nm] moment rotačních sil redukovaných na v hřídel motoru n [-] počet nosných průřezů lana n 1 [min -1 ] vstupní otáčky n 2 [min -1 ] výstupní otáčky n b [min -1 ] otáčky lanového bubnu n b [min -1 ] skutečné otáčky lanového bubnu n h [-] počet závitů háku n l [-] počet ložisek n m [min -1 ] otáčky motoru P [kw] vypočtený výkon motoru P 0 [N] ekvivalentní statické zatížení ložiska p BDOV [MPa] dovolený tlak působící na táhlo bočnice p Dh [MPa] dovolený tlak v závitech háku P h [mm] rozteč háku P m [kw] výkon motoru P p [kw] výkon převodovky R e [MPa] mez kluzu BRNO 2013 56

SEZNAM POUŽITÝCH ZKRATEK A SYMBOLŮ R eh [MPa] mez kluzu s [mm] předběžná tloušťka stěny lanového bubnu S c [mm 2 ] obsah průřezu čepu S p [mm 2 ] plocha průřezu čepu příčníku t [mm] rozteč lanových drážek lanového bubnu t b [s] doba brzdění motoru TN 2 [Nm] výstupní kroutící moment t r [s] minimální doba rozběhu motoru v z [ms -1 ] zdvihová rychlost v z [ms -1 ] skutečná zdvihová rychlost v z [ms -1 ] zdvihová rychlost z [-] počet závitů lanového bubnu α 1 [-] součinitel závislý na druhu kladky a druhu provozu α 2 [-] součinitel závislý na druhu kladky a druhu provozu α b [-] součinitel závislý na druhu provozu lanového bubnu α bzr [-] součinitel zahrnující momenty setrvačnosti rotujících hmot α k [-] součinitel koncentrace napětí dle pružnost.. α zr [-] součinitel zahrnující momenty setrvačnosti rotujících hmot β [-] koeficient bezpečnost brzdy γ 10 [-] součinitel zatížení od jmenovitého břemene ε [-] zatěžovatel η [-] účinnost kladky uložené na kuličkových ložiscích η c [-] celková účinnost zdvihového mechanismu η ck [-] celková účinnost kladkostroje ξ [-] momentová přetížitelnost σ tbdov [MPa] dovolené ohybové napětí v táhle bočnice σ cdov [MPa] dovolené ohybové napětí čepu BRNO 2013 57

SEZNAM POUŽITÝCH ZKRATEK A SYMBOLŮ σ dth [MPa] tahové napětí dříku σ OPmax [MPa] maximální ohybové napětí příčníku σ PDOV [MPa] dovolené ohybové napětí příčníku τ c [MPa] smykové napětí čepu τ CDOV [MPa] dovolené smykové napětí BRNO 2013 58

SEZNAM PŘÍLOH SEZNAM PŘÍLOH Výkresová dokumentace Výkres sestavení: 1-134060-00/00 Kusovník: 1-134060-00/01 1-134060-00/02 1-134060-00/03 Výkres součásti: 1-134060-01 Výkres součásti: 1-134060-06 Výkres součásti: 1-134060-08 Výkres součásti: 1-134060-09 BRNO 2013 59