BRNO UNIVERSITY OF TECHNOLOGY FAKULTA STROJNÍHO INŽENÝRSTVÍ ÚSTAV VÝROBNÍCH STROJŮ, SYSTÉMŮ A ROBOTIKY

VYSOKÉ UČENÍ TECHNICKÉ V BRNĚ BRNO UNIVERSITY OF TECHNOLOGY FAKULTA STROJNÍHO INŽENÝRSTVÍ ÚSTAV VÝROBNÍCH STROJŮ, SYSTÉMŮ A ROBOTIKY FACULTY OF MECHANICAL ENGINEERING INSTITUTE OF PRODUCTION MACHINES, SYSTEMS AND ROBOTICS LIS LKDS 800 PRESS LKDS 800 MASTER'S THESIS AUTOR PRÁCE AUTHOR VEDOUCÍ PRÁCE SUPERVISOR Bc. LUKÁŠ KOLBÁBEK Ing. JIŘÍ OMES, Ph.D. BRNO 01

Str. 5 Abstrakt Diplomová práce se zabývá návrhem pohonu střižného lisu LKDS 800, který je určen ke stříhání přístřihů v automatické nástřihové lince. První část práce se věnuje jednotlivým uspořádáním pohonů konvenčních lisů a servolisů a dále se zabývá popisem jejich hlavních součástí. Druhá část práce se věnuje konstrukčnímu návrhu pohonu. Na základě výpočtu klikového mechanizmu je navrhnuto několik konstrukčních řešení. Z těchto řešení je zvolena varianta s nejnižší výškou pohonu. Pro tuto variantu je proveden výpočet hlavního motoru, stanovení velikosti setrvačníku, návrh ozubení a spojko-brzdy. Na to dále navazují výpočty jednotlivých konstrukčních uzlů, ve kterých je proveden návrh a dimenzování jednotlivých čepů, hřídelů a ložisek. Součástí práce je také výkres lisu a montážní sestavy spojkového hřídele se seznamem položek. Klíčová slova mechanický lis, dvoubodový klikový lis, střižný lis, servolis, spojko-brzda Abstract The present Master s thesis deals with the concept of press drive of Blanking press LKDS 800 used for blanking in automatic blanking line. The first part of the thesis is dedicated to the individual arrangements of press drives and servo press drives and to the description of main components. The second part of this thesis deals with the structural design of the drive. Based on the computation of the crank mechanism, several design solutions were suggested. From these solutions, the option with the lowest drive height is selected. This option, offers the computation of the main drive, flywheel, spur gearing and clutch/brake combination. This computation is followed by computations of individual construction nodes, which include a design and dimensioning of the individual joggles, shafts and bearings. The drawing of the press and clutch shaft assemblies with a list of items are also included. Keywords mechanical press, double point crank press, blanking press, servo press, clutch/brake combination Bibliografická citace KOLBÁBEK, L. Lis LKDS 800. Brno: Vysoké učení technické v Brně, Fakulta strojního inženýrství, 01. 91 s. Vedoucí diplomové práce Ing. Jiří Omes, Ph.D.

Str. 6 Čestné prohlášení Prohlašuji, že jsem diplomovou práci vypracoval samostatně a že jsem uvedl všechny použité prameny a literaturu. V Brně dne 3. května 01.. Lukáš Kolbábek

Str. 7 Poděkování Především bych rád poděkoval panu Ing. Jiřímu Omesovi, Ph.D. z firmy ŽĎAS za vedení této práce, odborné rady, připomínky a také za to, že mi věnoval svůj čas. Dále bych také rád poděkoval svým rodičům za jejich podporu nejen při tvorbě této práce, ale i v průběhu celého studia.

Str. 8

Str. 9 OBSAH: Abstrakt...5 Klíčová slova...5 Abstract...5 Keywords...5 Bibliografická citace...5 Čestné prohlášení...6 OBSAH:...9 1. ÚVOD...11. USPOŘÁDÁNÍ POHONU STŘIŽNÝCH LISŮ...1.1. Uspořádání pohonu konvenčních lisů...1.1.1 Dvoubodový lis s příčně uloženými klikovými koly...1.1. Dvoubodový lis s podélně uloženým excentrickým hřídelem...1.. Uspořádání pohonu u servolisů...13..1 Dvoubodový lis s příčně uloženými klikovými koly...14.. Dvoubodový lis s podélně uloženým excentrickým hřídelem...15 3 HLAVNÍ ČÁSTI POHONNÉHO ÚSTROJÍ...16 3.1. Elektromotory...16 3.1.1 Asynchronní motory...16 3.1. Momentové motory...16 3.. Setrvačník...17 3.3. Spojky a brzdy...17 3.3.1 Pneumatické spojko-brzdy...18 3.3. Hydraulické spojko-brzdy...0 3.4. Převody ozubenými koly...3 4 VÝPOČET ZÁKLADNÍCH PARAMETRŮ KLIKOVÉHO MECHANISMU...4 4.1. Zadané technické parametry...4 4.. Síly a momenty na klikovém ústrojí - bez tření...5 4.3. Předběžný návrh průměrů čepů a výstředníku...6 4.3.1 Návrh průměru čepu klikového kola...6 4.3. Návrh průměru čepu v beranu...6 4.3.3 Návrh průměru výstředníku...6 4.4. Síly a momenty na klikovém ústrojí s třením...7 5 KONSTRUKČNÍ NÁVRH POHONU LISU...9 5.1. Úvod do problematiky návrhu pohonu lisu...9 5.. Návrh společných parametrů konstrukčních variant...30 5.3. Návrhová varianta A - klasické provedení...30 5.4. Návrhová varianta B - provedení s pohonnou jednotkou CPD (planetový převod)..31 5.5. Návrhová varianta C - provedení s rozloženými koly do stran...33 5.6. Volba nejvhodnějšího konstrukčního návrhu...34 6 VÝPOČET POHONU LISU...35 6.1. Práce klikového lisu...35 6.. Stanovení velikosti setrvačníku...36 6..1 Předběžné stanovení velikosti setrvačníku...37 6.. Stanovení velikosti setrvačníku...38 6..3 Parametry setrvačníku při maximálním počtu zdvihů...39 6.3. Určení ozubených převodů v pohonu lisu...40 6.3.1 Výpočet kroutících momentů na hřídelích a ozubených kolech...40 6.3. Materiály a tepelné zpracování ozubení...41

Str. 10 6.3.3 Pevnostní výpočet ozubení...4 6.4. Návrh konstrukčního uzlu spojkového hřídele...44 6.4.1 Výpočet reakcí v ložiskách spojkového hřídele...44 6.4. Pevnostní výpočet spojkového hřídele...46 6.4.3 Určení velikosti spojko-brzdy...50 6.4.4 Kontrola trvanlivosti ložisek spojkového hřídele...5 6.4.5 Kontrola úhlu naklopení ložisek spojkového hřídele...53 6.4.6 Návrh šroubového spoje unašeče setrvačníku - uchycení spojky...54 6.4.7 Návrh kolíkového spoje unašeče setrvačníku - uchycení spojky...54 6.5. Návrh konstrukčního uzlu setrvačníku...55 6.5.1 Návrh řemenového převodu mezi motorem a setrvačníkem...55 6.5. Kontrola zatížení ložisek motoru...56 6.5.3 Výpočet reakcí v ložiskách setrvačníku...56 6.5.4 Kontrola životnosti ložisek setrvačníku...57 6.5.5 Návrh šroubového spoje unašeče setrvačníku - uchycení setrvačníku...58 6.5.6 Návrh kolíkového spoje unašeče setrvačníku - uchycení setrvačníku...59 6.6. Návrh konstrukčního uzlu klikového kola...60 6.6.1 Výpočet reakcí v pouzdrech klikového kola...60 6.6. Výpočet reakcí v čepu klikového kola...61 6.6.3 Pevnostní výpočet čepu klikového kola...63 6.6.4 Kontrola zatížitelnosti pouzder klikového kola...64 6.6.5 Návrh a kontrola svěrného pouzdra klikového kola...65 6.7. Návrh konstrukčního uzlu předlohy...66 6.7.1 Výpočet reakcí v pouzdrech předlohového hřídele...66 6.7. Pevnostní výpočet předlohového hřídele...69 6.7.3 Kontrola zatížitelnosti pouzder předlohy...71 6.7.4 Návrh a kontrola svěrného pouzdra předlohového kola...7 6.8. Návrh konstrukčního uzlu vloženého kola...73 6.8.1 Výpočet reakcí v ložiskách vloženého kola...73 6.8. Výpočet reakcí v čepu vloženého kola...74 6.8.3 Pevnostní výpočet čepu vloženého kola...76 6.8.4 Kontrola trvanlivosti ložisek vloženého kola...78 6.8.5 Kontrola úhlu naklopení ložisek vloženého kola...78 7 ZÁVĚR...79 Seznam použité literatury:...80 Seznam použitých symbolů a zkratek:...8 Seznam příloh:...90

Str. 11 1. ÚVOD Mechanické lisy LKDS jsou klikové dvoubodové střižné lisy, které se používají v nástřihových linkách (obr. 1.1) pro výrobu přístřihů. Dříve se pro stříhání používaly univerzální jednobodové lisy, které dnes nahrazují střižné dvoubodové (čtyřbodové) lisy s příčně uloženými klikovými koly. Toto provedení zaručuje zvýšenou tuhost pracovního mechanizmu a vylučuje normálové síly, které u jednobodového provedení působí do vedení beranu [6]. Obr. 1.1 Nástřihová linka na výrobu přístřihů složená z odvíječky, rovnačky, válečkového podavače, lisu LKDA a stohovacího zařízení [8] Stříhání je zdrojem velkého hluku (střižné rázy), proto se na lisech provádí opatření pro snížení hlučnosti. Střižné lisy se ustavují na tlumící bloky, které snižují dynamické zatížení působící na základ lisu. Dále snižují hlučnost a eliminují vibrace přenášené do základů lisu [3, 5]. Dalším opatřením je použití hydraulických tlumičů střižných rázů, které snižují hlučnost stříhání a zamezují přenosu střižných rázů do základů lisu [11]. Na přání zákazníka lze lisy umístit do protihlukových kabin, které mohou snížit hladinu hluku až o 5 db. Někteří výrobci pro stříhání také používají mechanické lisy s kloubovým mechanismem. Tyto lisy mají díky snížené dosedací rychlosti v pracovní části zdvihu až o 1 db nižší hladinu hluku než lisy s klikovým mechanismem [5]. Nejnovějším trendem je použití tzv. servolisů, u kterých lze individuálně programovat rychlost pohybu beranu a tak využít při pohybu i kyvného zdvihu u dolní úvratě, který vede ke zkrácení doby taktu. Pro každý nástroj lze naprogramovat a uložit do databanky vhodnou pohybovou křivku, kterou se dosáhne příznivého průběhu tváření. To vede hlavně ke zvýšení kvality dílů a životnosti nástrojů a také ke snížení hladiny hluku v lisovně [9, 10]. Z důvodu nízkých investičních nákladů se dnes budují haly s nízkými stropy. S těmito náklady souvisí i požadavek co nejmenších zásahů do podlahy haly. Ideálním řešením je tedy vyrobit lis s co nejmenší možnou výškou, dopravit v celku k zákazníkovi a tam jej uložit na základ lisu. Toho lze využít pouze do určité tonáže a rozměru lisu. Použitím celistvého stojanu se podstatně sníží hmotnost a výška lisu (kotvené stojany se běžně provádí od tonáže 800 tun). Výška beranu kvůli přesnému vedení nástroje zmenšit nelze. Nelze ani zmenšit délku ojnic z důvodu kinematiky klikového mechanizmu. Proto je tedy poslední reálnou možností zmenšení výšky pohonu lisu, čehož se dá dosáhnout vhodným typem a uspořádáním pohonu [6, 7].

Str. 1. USPOŘÁDÁNÍ POHONU STŘIŽNÝCH LISŮ Pohony lisů lze rozdělit podle prostorového uspořádání na pohony s podélným uspořádáním výstředníkového (excentrického) hřídele nebo příčným uspořádáním klikového kola. Dle způsobu přenosu kroutícího momentu na kliku se dělí na jednostranné, oboustranné nebo kombinované (blíže motoru jednostranné a blíže pracovnímu prostoru oboustranné). Použití oboustranného převodu vede ke zmenšení rozměrů ozubených kol, zvýšení klidovosti chodu a přesnosti práce. Dále se oboustrannými převody při středovém zatížení pracovního prostoru docílí souměrného zatížení stojanu, které omezí jeho deformace [3, 4]. Podle počtu převodových stupňů mohou být pohony s jedno, dvou, tří nebo čtyřstupňovým převodem. Počet převodových stupňů je závislý na počtu zdvihů a velikosti kroutícího momentu na klice. Rychloběžné lisy mají obvykle dva převodové stupně. U lisů s menším počtem zdvihů se používá tří nebo čtyř převodových stupňů [3]..1. Uspořádání pohonu konvenčních lisů U konvenčních lisů je k pohonu použit asynchronní motor, který dodává přes setrvačník, spojko-brzdu a ozubené převody potřebný kroutící moment na kliku lisu [6]..1.1 Dvoubodový lis s příčně uloženými klikovými koly Kliková kola jsou uložena na krátkých čepech, které zaručují zvýšenou tuhost pracovního mechanizmu. Nejvýhodnější je provedení s vloženým kolem (obr..1), které změní smysl otáčení druhého klikového kola a vyruší normálové síly. Oproti starším provedením (LUD) se dnes používají zcela uzavřené příčníky, které tvoří sběrnou vanu pro odstřikující mazací olej [4, 6]. Obr..1 Schéma pohonu dvoubodového lisu řady LKDA s jednostranným převodem [4, 6] Lisy s příčně uloženými klikovými koly se používají hlavně pro střižné operace. Mohou být zařazeny v nástřihových linkách pro výrobu přístřihů nebo v kovárnách jako ostřihovací lisy pro ostřihování a děrování výkovků [6]..1. Dvoubodový lis s podélně uloženým excentrickým hřídelem U novějších koncepcí (obr..) je excentrický hřídel poháněn přes planetovou převodovku, což vede ke snížení výšky pohonu lisu. Tyto lisy se vyrábějí s pevným nebo proměnným zdvihem, který zvyšuje univerzálnost použití lisu. Změna zdvihu je možná natočením výstředníkových pouzder, která jsou umístěna v ojnicích. Nedovolenému natočení výstředníkového pouzdra na excentrickém hřídeli brání zubová spojka, která se při případné

Str. 13 změně zdvihu odpojí. Stejné natočení obou výstředníků zajišťuje rozvodový hřídel s ozubenými koly [6, 7]. Obr.. Schéma pohonu dvoubodového lisu řady LKDR: a) s pevným zdvihem, b) se změnou velikosti zdvihu [6, 18] Starší variantou je náhon podélně uloženého excentrického hřídele pomocí oboustranně uložených ozubených kol. Používá se hlavně tam, kde vychází excentrický hřídel příliš dlouhý a málo tuhý v krutu. Při správném dodržení vzájemné polohy ozubených kol je excentrický hřídel namáhán kroutícím momentem rovnoměrně. Tato výhoda jde ovšem na úkor větší výšky pohonu [4, 6]. Obr..3 Dvoubodový lisovací automat řady EH s oboustranným převodem [4, 4] Lisy s podélně uloženým excentrickým hřídelem se používají hlavně pro výrobu menších součástí postupovým tvářením z pásu plechu ve sdružených nástrojích (střižné, vysekávací, tažné, ohýbacími aj. operace). Nejvyšší výkonnosti dosahují ve spojení s podávací linkou, která se skládá z odvíječky, rovnačky a podavače [8]... Uspořádání pohonu u servolisů Pohon servolisu je oproti konvenčnímu řešení proveden jako přímý pohon, tj. bez použití setrvačníku a spojko-brzdy. To je možné díky momentovému motoru, který se vyznačuje malými otáčkami a vysokými kroutícími momenty. Odpadnou tak jeden až dva převodové stupně a zvýší se dynamika pohonu lisu. Vysoké přípojné hodnoty těchto motorů jsou kompenzovány výrobou elektrického proudu, který vzniká při generátorickém

Str. 14 brzdění a dále se ukládá do zásobníku energie. Vhodně navrženým energetickým managementem (obr..3) lze výrazně redukovat přípojný výkon servopohonů a vyladit tak proudové špičky [9, 10]...1 Dvoubodový lis s příčně uloženými klikovými koly Uspořádání klikových a ozubených kol je stejné jako u konvenčních lisů. Pomineme-li odpadnutí setrvačníku a spojko-brzdy, největší změna nastává v počtu hlavních pohonů. Ty se pro dosažení potřebného kroutícího momentu používají nejčastěji dva. Je to dáno odpadnutím setrvačníku a snížením počtu převodových stupňů. Tímto zjednodušením pohonu se také zvýší jeho dynamika a účinnost [6, 10]. Obr..3 Schéma pohonu servolisu MSD s jeho energetickým managementem a pohybovými křivkami [13] K synchronizaci obou klikových kol a pohonů, popř. změně smyslu jejich otáčení můžeme použít vložená ozubená kola (obr..3) nebo tzv. elektronický hřídel (obr..4) (synchronizace pomocí snímačů) [6]. Obr..4 Schéma pohonu servolisu HW [5]

Str. 15.. Dvoubodový lis s podélně uloženým excentrickým hřídelem Jedná se o provedení s přímým jednostranným pohonem (obr..5) excentrického hřídele, který je poháněn přes planetovou převodovku. I když může lis využívat kyvného pohybu ojnice, vyrábějí se tyto koncepce i se změnou zdvihu, která se provádí natočením výstředníkového pouzdra. To nám dává větší možnosti pro nastavení a použití lisu [15]. Obr..5 Schéma pohonu servolisu ebu STA a průběhu jeho rychlostní křivky v porovnání s konvenčním lisem [15] Pro pohon servolisů s větší tonáží můžeme použít konstrukční provedení fy Andritz Kaiser, která využívá přímý oboustranný pohon s dvěma motory a planetovými převodovkami (4000 5000 kn) nebo dvoustupňový středový pohon s ozubenými koly a dvěma motory (6300 8000 kn). Pro lisy s jmenovitou silou nad 8000 kn již tato firma používá čtyřbodové lisy s klikovými koly a čtyřmi motory [10, 14]. Obr..6 Schéma pohonu dvoubodového servolisu: a) s oboustranným pohonem přes planetové převodovky, b) se středovým pohonem přes ozubené kolo [10, 14]

Str. 16 3 HLAVNÍ ČÁSTI POHONNÉHO ÚSTROJÍ Hlavní části pohonného ústrojí mechanických lisů jsou závislé na jednotlivém uspořádání a typu pohonu. Nejčastěji se jedná o elektromotor, setrvačník, spojko-brzdu a ozubené převody. 3.1. Elektromotory Pro pohon střižných lisů se nejčastěji používají dva druhy elektromotorů. U konvenčních lisů jsou to asynchronní motory (obr. 3.1) a dále u servolisů momentové motory (obr. 3.). 3.1.1 Asynchronní motory Dnes se pro hlavní pohony používají trojfázové nízkonapěťové asynchronní motory s kotvou nakrátko (dříve i kroužkové) [4]. Tyto motory se používají v kombinaci s frekvenčním měničem, který zajistí plynulou regulaci otáček motoru. Zpětnou vazbu zajišťuje rotační snímač, který je umístěný v převodovém ústrojí lisu [6, 1]. Obr. 3.1 Trojfázové asynchronní motory s kotvou nakrátko řady 1LG6 a 1LA7 [16] Vlastnosti asynchronních motorů dle lit. [1]: jednoduchá konstrukce bezúdržbový provoz příznivá cena 3.1. Momentové motory Momentové motory (torque motors) jsou permanentně buzené střídavé synchronní motory, které dosahují nízkých otáček a vysokých kroutících momentů (až 0000 Nm) [16]. Obr. 3. Momentový motor řady 1FW3 [16]

Str. 17 Jsou navrženy jako přímé pohony, které nahrazují standardní elektrické pohony zahrnující elektromotor a převodovku. Jejich nevýhodou je značné oteplování, proto je nutné vodní chlazení. Zpětnou vazbu zajišťuje rotační snímač zabudovaný v motoru [16]. Vlastnosti momentového motoru dle lit. [16]: vynikající přesnost vysoká dynamika vysoký kroutící moment kompaktní design 3.. Setrvačník Setrvačník (obr. 3.3) u mechanických lisů slouží jako akumulátor (zásobník) kinetické energie. Tuto energii nahromadí během chodu naprázdno a poté ji vydá při tvářecím procesu. Tím odstraňuje nutnost použití výkonnějšího hnacího elektromotoru [4]. Setrvačník je roztáčen hnacím elektromotorem pomocí klínových řemenů nebo pomocí plochého řemenu, jehož výhodou je tichý chod [4, 17]. Obr. 3.3 Pohon mechanického lisu s asynchronním motorem, plochým řemenem, setrvačníkem a pneumatickou spojko-brzdou [14] Z důvodu rychlého dobití bývá umístěn na prvním převodovém stupni a tvoří zároveň řemenici [4]. Dále je uložen na spojkovém hřídeli nebo nosné trubce (obr. 3.8b). Toto provedení je výhodnější, protože lze zmenšit průměr spojkového hřídele [3]. Pro zastavení (brzdění) setrvačníku lze využít dvou způsobů. Buď je to brzdění pomocí třecí brzdy s brzdovým obložením (obr. 3.4), nebo dnes stále častěji používané brzdění protiproudem, který se přivádí do hnacího elektromotoru [6, 19]. Obr. 3.4 Obvodová a čelní brzda setrvačníku [19] 3.3. Spojky a brzdy Spojky se používají pro přenos kroutícího momentu od motoru a setrvačníku na výstředníkový hřídel a zároveň plní funkci pojistky proti jeho překročení (nutné naddimenzování spojky o 0 %) [1]. Aby se spínal co nejmenší kroutící moment, umisťují se

Str. 18 spojky na hřídel s vysokými otáčkami, tj. na první převodový stupeň. Zde se nejčastěji zabudují před setrvačník nebo do setrvačníku [6]. Brzdy umožňují rychlé a spolehlivé zastavení pracovního ústrojí od spojkového hřídele až po beran při odpojení spojky [1]. Brzdná síla je z důvodu bezpečnosti vyvozována mechanickými pružinami, které je nutno pro odbrzdění hydraulicky nebo pneumaticky přetlačit. Při výpadku proudu tak dojde k odpojení zdroje tlakové energie a k okamžitému zastavení lisu [5]. Požadavky na spojky a brzdy dle lit. [1]: spolehlivá funkce za provozu vysoká životnost, snadná seřiditelnost a minimální údržba činnost spojky a brzdy se nesmí překrývat axiální vyváženost sil na spojce a brzdě malý úhel doběhu, tzn. minimální brzdný úhel takové ovládání, které při poruše zastaví pracovní ústrojí Dříve používané silové (pevné) spojky nahradily pneumaticky, popř. hydraulicky ovládané lamelové třecí spojky, které jsou oproti silovým výhodnější, protože je lze regulovat. Dále také umožňují spuštění i zastavení lisu v libovolné poloze a dovolují přenos vysokých kroutících momentů. Brzdy se používají v podobném provedení jako spojky, tj. lamelové třecí [4]. Obr. 3.5 Jednokotoučová třecí pneumatická spojka a brzda s pneumatickou vazbou [5] Jednotlivě oddělené spojky a brzdy (obr. 3.5), které byly spřaženy mechanickou vazbou (tyčí) nebo pneumaticky, dnes nahradily kompaktní celky v jednom bloku, tzv. spojko-brzdy. Tyto spojko-brzdy jsou v pneumatickém nebo hydraulickém provedení [1, 5]. 3.3.1 Pneumatické spojko-brzdy Pneumatické spojko-brzdy (obr. 3.3) mají nižší počet sepnutí, proto jsou vhodné hlavně pro lisy pracující v automatickém cyklu. Nižší počet využitelných zdvihů je dán vzduchovým chlazením. Chladící vzduch je nasáván otvory, které jsou po obvodu ovládacího pístu. Pro lepší odvod tepla je také těleso brzdy opatřeno chladícími žebry [3, 6].

Str. 19 Obr. 3.6 Pneumatická jednokotoučová spojko-brzda typu 040 [0] Rotačním přívodem je přiváděn stlačený vzduch do ovládacího pístu, který přetlačí brzdové pružiny. Tento ovládací píst je nejčastěji utěsněn manžetami (obr. 3.6), které jsou po opotřebení zdrojem netěsností. Tuto nevýhodu odstraňuje provedení s gumovou membránou (obr. 3.7), která zajišťuje dlouhou životnost a vysokou spolehlivost. Pneumatické spojko-brzdy se nejčastěji používají v jednokotoučovém (lamelovém) provedení [3, 1]. Obr. 3.7 Pneumatická jednokotoučová spojko-brzda typu CCB380 [1] Vlastnosti a nevýhody dle lit. [, 6]: velké rozměry malý ovládací tlak (5,5 6bar) malý počet využitelných zdvihů odvod tepla do okolí otěr brzdových lamel vdechování obsluhou zdroj hluku dopad na obsluhu

Str. 0 Způsoby zabudování dle lit. [3, 6]: a) Zabudování mezi rámem a setrvačníkem (obr. 3.8a): - spojka (brzda) je uchycena k setrvačníku (rámu) přes unášecí ramena s čepem - velké vyložení setrvačníku Obr. 3.8 Zabudování pneumatické spojko-brzdy: a) mezi rámem a setrvačníkem, b) před setrvačníkem k nosné trubce [] b) Zabudování před setrvačníkem k nosné trubce (obr. 3.8b): - brzda je uchycena k nosné trubce přes spojovací přírubu - spojka je uchycena k setrvačníku přes unášecí ramena s čepem - odpadá vrtání otvoru pro přívod stlačeného vzduchu přes spojkový hřídel Obr. 3.9 Zabudování pneumatické spojko-brzdy před setrvačníkem: a) se spojkou uchycenou přes unášecí rameno b) se spojkou uchycenou přes kotouč spojky [] c) Zabudování před setrvačníkem: - brzda je uchycena k rámu přes unášecí ramena a konzole - spojka je uchycena k setrvačníku přes unášecí ramena (obr. 3.9a) nebo kotouč spojky (obr. 3.9b) - setrvačník lze také uložit na nosnou trubku 3.3. Hydraulické spojko-brzdy Hydraulické spojko-brzdy (obr. 3.10) mají vysoký počet sepnutí, proto jsou vhodné pro lisy pracující jednotlivými zdvihy. Skládají se z věnce spojky (s vnitřním ozubením),

Str. 1 který je přichycen k setrvačníku. Do tohoto věnce zapadají lamely s třecím obložením. Tyto lamely jsou spárovány s kovovými lamelami, které zapadají do ořechu spojky a brzdy (s vnějším ozubením). Tento ořech je přichycen pery nebo svěrným pouzdrem ke spojkovému hřídeli. Stejným způsobem je provedena i brzda, jejíž věnec je připojen k rámu lisu. Mezi spojkou a brzdou je ovládací píst, který je brzdnými pružinami přitlačován k brzdě. Otočným přívodem je přiváděn tlakový hydraulický olej, kterým se brzdné pružiny odtlačí. Tím dojde k odpojení brzdy a následnému sepnutí spojky. Otočným přívodem je též přiváděn chladící olej k jejímu chlazení [, 6]. Vlastnosti a výhody dle lit. [, 0]: Obr. 3.10 Hydraulická lamelová spojko-brzda [0] malé rozměry nízký moment setrvačnosti vícekotoučové provedení přenos velkých kroutících momentů velký počet využitelných zdvihů odvod tepla olejem vysoká životnost bezúdržbový provoz Způsoby zabudování dle lit. [3, 6]: a) Zabudování mezi konzolou a setrvačníkem (popř. v setrvačníku (obr. 3.11)): - podepření konce spojkového hřídele b) Zabudování mezi rámem a setrvačníkem (obr. 3.1a): - zvětšení vyložení setrvačníku, zvětšení průměru spojkového hřídele Obr. 3.11 Pohonná jednotka Press Pac 100 s hydraulickou spojko-brzdou v setrvačníku [19]

Str. c) Zabudování před setrvačníkem (obr. 3.1b): - setrvačník je uložen na nosné trubce, zmenšení průměru spojkového hřídele Obr. 3.1 Zabudování hydraulické spojko-brzdy: a) mezi rámem a setrvačníkem, b) před setrvačníkem [19] d) Zabudování v setrvačníku (obr. 3.13): - zmenšení obrysových rozměrů lisu, větší průměr ložisek setrvačníku (delší doby dodání ložisek) Obr. 3.13 Pohonná jednotka CPD s hydraulickou spojko-brzdou zabudovanou v setrvačníku [18]

Str. 3 3.4. Převody ozubenými koly Kromě řemenových převodů, kterých se používá na prvním převodovém stupni, se využívá také převodů ozubenými koly. Tyto převody snižují otáčky a zvětšují kroutící moment od spojkového hřídele až po kliku lisu [1]. Převody jsou uloženy v horním příčníku nebo u novějších koncepcí z boku na stojan lisu. To umožňují planetové převodovky, které tvoří samostatný celek, tzv. pohonnou jednotku (obr. 3.13). Pohonná jednotka se skládá (u konvenčních lisů) ze setrvačníku, spojko-brzdy a planetové převodovky, která se připojí přes unašeč k výstředníkovému nebo spojkovému hřídeli (dle provedení pohonu). U servolisů jsou momentové motory napojeny přímo na planetové převodovky, v kterých je navíc integrována bezpečnostní brzda. Hlavní výhodou planetových převodovek je zjednodušení pohonu (kompaktní celek) a zmenšení jeho výšky [6, 17]. Požadavky pro ozubené převody dle lit. [1]: převod nesmí být celé číslo, aby nezabíraly stále stejné zuby minimální průhyb hřídelů s ozubenými koly, aby ozubení zabíralo v celé šířce zubu co nejpřesněji vyrobené z nejvhodněji tepelně zpracovaných materiálů nesmí být zdrojem hluku stroje Aby se snížila hlučnost lisu, používají se kola s šikmým nebo dvojnásobně šikmým (šípovým) ozubením, popř. v kombinaci s koly s přímým ozubením (obr. 3.14). Tato varianta se používá pouze na posledním převodovém stupni, kde jsou nízké otáčky [6]. Obr. 3.14 Montáž pohonu lisu s ozubenými koly s dvojnásobně šikmým a přímým ozubením [3]

Str. 4 4 VÝPOČET ZÁKLADNÍCH PARAMETRŮ KLIKOVÉHO MECHANISMU Výpočtová část byla zpracována v programu MathCad 14. Tento program počítá s nezaokrouhlenými hodnotami, které ve vzorcích nevyčísluje a zobrazuje pouze výslednou hodnotu. Výsledky se proto drobně odlišují od výpočtu s dosazenými hodnotami. Protože silové a momentové účinky dosahují vysokých řádů, je zbytečné je počítat na tři desetinná místa a budou tedy počítána na pět platných číslic. Při výpočtu základních parametrů klikového mechanismu (kapitola 4) se vychází z lit. [1]. 4.1. Zadané technické parametry Obr. 4.1 Základní rozměry lisu [7] Počet tlačných bodů ks Jmenovitá síla 8000 kn Dráha jmenovité síly 10 mm Sevřená výška 550 mm Zdvih beranu 00 mm Přestavení beranu 100 mm Výkon hlavního motoru - kw Počet zdvihů: trvale 0 8 l/min seřizování 5 l/min Upínací plocha beranu: šířka 000 mm hloubka 100 mm Upínací plocha stolu: šířka 00 mm hloubka 1300 mm Rozměry lisu: (v průřezu beranu) šířka 4100 mm hloubka 1400 mm výška (nad podlahou) - mm Boční průchod stojanu: šířka 700 mm výška 600 mm

Str. 5 4.. Síly a momenty na klikovém ústrojí - bez tření Zadáno: jmenovitá síla: F j 8000 kn, zdvih beranu: Z00 mm, dráha jmenovité síly: s j 10 mm Výstřednost klikového kola: Obr. 4. Silové poměry na klikovém ústrojí - bez tření [1] r 0,5 Z 0,5 00 100 mm (1) Poměr poloměru kliky k délce ojnice: - pro univerzální a výstředníkové lisy: K o 0,05 až 0,1 - na základě velikosti stojanu volím délku ojnice: L o 1970 mm r 100 K o 0,051 () L 1970 o Vzdálenost čepu v beranu od klikového kola: Ao Lo + r 1970 + 100 070 mm (3) Vzdálenost čepu beranu od osy klikového kola na začátku pracovní části zdvihu: B Ao s j 070 10 060 mm (4) Úhel mezi ojnicí a směrem beranu: L + o + B r 1970 060 100 β acos acos 1,40 (5) Lo B 1970 060 Jmenovitý úhel lisu: Lo sin β 1970 sin1,40 α j asin acos 5,9 (6) r 100 Síla v ojnici: F L 6 0,5 Fj 0,5 8 10 cos β cos1,40 4000937 N (7)

Str. 6 Normálová síla do vedení beranu: 6 FN 0,5 Fj tgβ 0,5 8 10 tg1, 40 86566 N (8) Tečná síla na klikovém čepu: T T ( sinα + 0,5 K sin α ) č 0,5 F j j o č j (9) 6 0,5 8 10 ( sin 5,9 + 0,5 0,051 sin 50, 458) 178337 N Kroutící moment na klikovém kole: - účinnost klikového ústrojí η kú 0,7 až 0,9 > volím: η kú 0,7 M K 0,5 Fj r sin η cos β kú 6 ( α j + β ) 0,5 8 10 0,1 sin( 5,9 + 1,40) 0,7 cos1,40 54751 N m (10) 4.3. Předběžný návrh průměrů čepů a výstředníku V této podkapitole byl použit pro výpočet minimálního průměru čepu beranu a výstředníku obecně známý vztah pro dovolené otlačení. 4.3.1 Návrh průměru čepu klikového kola Minimální průměr pevného čepu klik kola: 6 0,5 F 3 j 3 0,5 8 10 d om 10,5 10 + 100 10,5 10 + 100 9,197 mm (11) 10000 10000 - s ohledem na minimální průhyb čepu zvolen průměr pevného čepu klik kola: d o 80 mm 4.3. Návrh průměru čepu v beranu Beranový čep je vyroben z materiálu 14 0, zušlechtěn a iontově nitridován. Proto je nutné vycházet z měkčího materiálu 11 53, z něhož je vyrobena ojnice. Dle lit. [6] je dovolené otlačení při míjivém zatížení p DII 95 MPa. - dle používaných koncepcí fy ŽĎAS byla zvolena šířka ojnice: l k 00 mm Při výpočtu vycházím z vytrhovací síly při zadření nástroje (havarijní stav): 6 F 0,4 0,5 F 0,4 0,5 8 1600000 N (1) vh j 10 Minimální průměr čepu v beranu: 6 Fvh 1,6 10 dčm 84,11 mm (13) l p 00 95 k DII - dle používaných koncepcí fy ŽĎAS zvolen průměr čepu v beranu: d č 105 mm 4.3.3 Návrh průměru výstředníku Při návrhu průměru výstředníku se vychází z pouzdra ojnice, které je zvoleno z cínové bronzy CuSn1. Protože zatím není známa obvodová rychlost, byla zvolena z diagramu (obr. 4.3) nižší hodnotu dovoleného tlaku na pouzdro kliky p Dpk 3MPa. Minimální průměr výstředníku: FL 4000937 d km 65,146 mm (14) l p 00 3 k Dpk

Str. 7 - na průměr výstředníku ve skutečnosti působí síla F Ls, proto byl zvolen větší průměr výstředníku: d k 680 mm Obr. 4.3 Diagram maximální zatížitelnosti cínových bronzů [6] 4.4. Síly a momenty na klikovém ústrojí s třením Zadáno: jmenovitá síla: F j 8000 kn, průměr pevného čepu klik kola: d o 80 mm, průměr výstředníku: d k 680 mm, délka ojnice: L o 1970 mm, úhel mezi ojnicí a směrem beranu: β1,40 Obr. 4.4 Silové poměry na klikovém ústrojí - s třením [1] Třecí poloměr mezi beranem a ojnicí: - součinitel kluzného tření v kluzném ložisku μ tř 0,04 až 0,06 > zvoleno: μ tř 0,04 - dle používané koncepce fy ŽĎAS pro tlačné body 4000 kn byl zvolen průměr opěry v beranu: d op 55 mm ρ,5 d μ 0,5 55 0, 04 5,100 mm (15) č 0 op tř Třecí poloměr mezi klik. kolem a ojnicí: ρ,5 d μ 0,5 680 0, 04 13,600 mm (16) k 0 k tř

Str. 8 Třecí poloměr mezi klik. kolem a pevným čepem: ρ,5 d μ 0,5 80 0, 04 5,600 mm (17) o 0 o tř Třecí součinitel: ϕ tř atgμ tř atg0, 04,91 (18) Zešikmení směru síly v ojnici vlivem tření vůči ose ojnice: dop + dk 55 + 680 γ tř a sin 0,5 μ tř a sin 0,5 0,04 0,544 (19) Lo 1970 Skutečná velikost síly v ojnici: F Ls 0,5 F cosϕ cos 0,5 8 10 cos,91 j tř ( β + γ + ϕ ) cos( 1,40 + 0,544 +,91) Ideální rameno síly: tř tř 6 4006930 N (0) ( sin + 0,5 K sin ) (1) a id r α j o α j 100 ( sin 5,9 + 0,5 0,051 sin 50, 458) 44,581 mm a id Třecí rameno síly: tř tř ( 1+ Ko ) dk + Ko dop do ) () (( 1+ 0,051) 680 + 0,051 55 + ) 0,149 mm a 0,5 μ + a tř 0,5 0,04 80 Skutečný kroutící moment na klikovém kole: 6 3 ( a + a ) 0,5 8 10 ( 44,581+ 0,149) MKskut 0,5 Fj id tř 10 5891 N m (3)

Str. 9 5 KONSTRUKČNÍ NÁVRH POHONU LISU Tato kapitola je zaměřena na konstrukční návrh pohonu ve třech variantách s výpočtem základních parametrů. Jedna z těchto variant byla zvolena jako nejvhodnější a v dalších částech podrobně rozpracována a spočítána. 5.1. Úvod do problematiky návrhu pohonu lisu Jedná se o střižný lis, jehož stojan je celistvé svařované konstrukce. Požadavkem je navrhnout pohon s co nejmenší zastavěnou výškou, kdy se uzpůsobí horní příčník již navrženého stojanu (obr. 5.1a). Z toho také plynou jistá omezení. Hlavně je to omezení šířky klikového kola, které limituje šířka bočního průchodu stojanu (700 mm). Dále nás limituje šířka beranu, která musí být menší jak vnitřní rozteč stojin, aby bylo možné beran do lisu zabudovat. Při průměru tlačných bodů 600 mm může být maximální rozteč tlačných bodů 1350 mm. Nakonec se také musí upravit délka ojnic z původní délky 1850 mm na výpočtovou délku 1970 mm tak, aby byla zachována velikost sevření lisu. Stojan je použit z nově navrženého lisu LKDS 800, který slouží pro výrobu přístřihů disků kol automobilů. Od tohoto lisu jsou převzaty silové a rozměrové parametry. Tento lis se od konstrukčních návrhů (viz. varianty A, B, C) zcela liší v uspořádání celého pohonu. Jedná se o novou koncepci s dvěma motory. Jsou zde použity dva příčně uložené výstředníkové hřídele, které jsou samostatně poháněny pohonnými jednotkami s dvoustupňovou planetovou převodovkou. Ta je poháněna přes setrvačník a klínové řemeny pomocí synchronních motorů. Synchronizace obou hřídelů je zajištěna ozubenými koly. Obr. 5.1 Stojan lisu LKDS 800: a) zadaný, b) s upraveným příčníkem [7] Úkolem bylo navrhnout několik konstrukčních variant pohonu a vybrat z nich rovnocennou alternativu tomuto již vyrobenému lisu, který má celkovou výšku stojanu 650 mm a výšku pohonu 1480mm.

Str. 30 5.. Návrh společných parametrů konstrukčních variant Zadáno: maximální počet zdvihů: n 11 8 min -1, maximální průměr setrvačníku: D s 1500 mm, jmenovité otáčky motoru: n jm 1480 min -1, skutečný kroutící moment na klikovém kole: M Kskut 5891 N m Zvoleno: modul šikmého ozubení: m 1 14 mm, úhel sklonu zubu šikmého ozubení: β 1 10, úhel záběru: α n 0, modul dvojnásobně šikmého ozubení: m 1 mm, úhel sklonu zubu dvojnásobně šikmého ozubení: β 0 Celkový převodový poměr: - převodový poměr mezi motorem a setrvačníkem dle lit. [1] i řp až 3 > zvolen: i řp 3 n jm 1480 ic 5,857 (4) n 8 11 5.3. Návrhová varianta A - klasické provedení Zvoleno: počet zubů klikového kola: z 1A 86, počet zubů pastorku předlohy: z A 5, počet zubů kola předlohy: z 3A 71, počet zubů pastorku spojkového hřídele: z 4A 18 Obr. 5. Schéma pohonu lisu s klasickým provedením Průměr roztečné kružnice klikového kola: m1 z1a 14 86 D1A 1,574 mm (5) cos β cos10 1 Průměr roztečné kružnice pastorku předlohy: m1 z A 14 5 DA 355,399 mm (6) cos β cos10 1 Převodový poměr mezi klikovým kolem a předlohou: z1a 86 i1a 3,440 (7) z 5 A Průměr roztečné kružnice kola předlohy: m z3a 1 71 D3A 906,679 mm (8) cos β cos 0 Průměr roztečné kružnice pastorku spojkového hřídele: m z 4A 1 18 D4A 9,86 mm (9) cos β cos0

Str. 31 Převodový poměr mezi spojkou a předlohou: z3a 71 i 3A 3,944 (30) z 18 4A Skutečný převodový poměr mezi motorem a setrvačníkem: ic 5,857 iřa 3,895 (31) i i 3,440 3,944 1A 3A Průměr řemenice u motoru: Ds 1500 DřmA 385,063 mm (3) i 3,895 řa Obr. 5.3 Nárys pohonu s klasickým provedením se základními rozměry 5.4. Návrhová varianta B - provedení s pohonnou jednotkou CPD (planetový převod) Obr. 5.4 Schéma pohonu lisu s pohonnou jednotkou CPD

Str. 3 Přibližný převodový poměr mezi klikovým kolem a předlohou: - převodový poměr planetové převodovky dle lit. [17] i pp 4 nebo 6 > zvolen: i pp 4 ic 5,857 i1pb 4,405 (33) i i 4 3 pp řp Zvoleno: počet zubů klikového kola: z 1B 88, počet zubů pastorku předlohy: z B 1 Průměr roztečné kružnice klikového kola: m1 z1b 14 88 D1B 151,006 mm (34) cos β cos10 1 Průměr roztečné kružnice pastorku předlohy: m1 zb 14 1 DB 98,535 mm (35) cos β cos10 1 Převodový poměr mezi klikovým kolem a předlohou: z1b 88 i1b 4,190 (36) z 1 B Skutečný převodový poměr mezi motorem a setrvačníkem: ic 5,857 iřb 3,153 (37) i i 4 4,190 pp 1B Potřebný kroutící moment na předlohovém hřídeli: MKskut 5891 MKB 13576 N m (38) i 4,190 1B - zvolena pohonná jednotka CPD 160/4 fy DESCH Parametry: výstupní moment jednotky: T ab 160 kn m, průměr osazení připojovací příruby: D op 80 mm, průměr setrvačníku: D sb 1430 mm Průměr řemenice u motoru: DsB 1430 DřmB 453,477 mm (39) i 3,153 řb Obr. 5.5 Nárys pohonu s pohonnou jednotkou CPD se základními rozměry

Str. 33 5.5. Návrhová varianta C - provedení s rozloženými koly do stran Zvoleno: počet zubů klikového kola: z 1 84, počet zubů pastorku předlohy: z, počet zubů kola předlohy: z 3 96, počet zubů vloženého kola z 4 58, počet zubů pastorku spojkového hřídele: z 5 1 Obr. 5.6 Schéma pohonu lisu s rozloženými koly do stran Průměr roztečné kružnice klikového kola: D 1 m1 z1 14 84 1194,14 mm (40) cos β cos10 1 Průměr roztečné kružnice pastorku předlohy: D m1 z cos β 1 14 31,751 mm (41) cos10 Převodový poměr mezi klikovým kolem a předlohou: z1 84 i1 3,818 (4) z Průměr roztečné kružnice kola předlohy: D 3 m z3 cos β 1 96 15,933 mm (43) cos0 Průměr roztečné kružnice vloženého kola: D 4 m z 4 cos β 1 58 740,668 mm (44) cos0 Převodový poměr mezi předlohou a spojkou: z3 96 i4 4,571 (45) z 1 5 Převodový poměr mezi předlohou a vloženým kolem: z3 96 i3 1,655 (46) z 58 4

Str. 34 Průměr roztečné kružnice pastorku spojkového hřídele: m z5 1 1 D5 68,173 mm (47) cos β cos0 Převodový poměr mezi vloženým kolem a spojkou: z4 58 i34,76 (48) z 1 5 Otáčky předlohy: n n i 8 3, 818 106,909 min -1 1 11 1 (49) Otáčky vloženého kola: n i 106,909 1, 655 176,953 min -1 (50) n 31 1 3 Otáčky spojkového hřídele: n i 8 3, 818 488,77 min -1 (51) n 41 31 34 Zvoleno: průměr řemenice u motoru: D řm 490 mm, převodový poměr mezi motorem a setrvačníkem: i ř 3,04 Otáčky motoru při maximálním počtu zdvihů: n n i 488,77 3, 04 1477,911 min -1 (5) m1 41 ř Průměr řemenice na setrvačníku: DřS Dřm iř 490 3, 04 1481,760 mm (53) Obr. 5.7 Nárys pohonu lisu s rozloženými koly do stran se základními rozměry 5.6. Volba nejvhodnějšího konstrukčního návrhu Varianta A má výšku pohonu 1940 mm, což je nevyhovující. Toto uspořádání pohonu nachází uplatnění u lisů s větším stolem, kdy se předloha zabuduje níže mezi kliková kola a tím sníží celkovou výšku pohonu. Varianta B má výšku pohonu 1690 mm, což už je přijatelnější. Snížení pohonu značně omezuje příruba pro uchycení planetové převodovky. Nevýhodou je v našem případě to, že firma DESCH zrušila řadu 15. Proto byla zvolena řada 160, která má větší rozměry a je zbytečně předimenzovaná. Z těchto důvodů byla zvolena varianta C, která má výšku pohonu 1590 mm.

Str. 35 6 VÝPOČET POHONU LISU U zvolené varianty pohonu s rozloženými koly do stran (obr. 6.1) provedeme podrobné rozpracování a výpočet. Obr. 6.1 Popis hlavních částí pohonu s rozloženými koly do stran 6.1. Práce klikového lisu Zadáno: jmenovitá síla: F j 8000 kn, dráha jmenovité síly: s j 10 mm, maximální počet zdvihů (maximální otáčky kliky): n 11 8min -1 Tvářecí práce: - jedná se o střižný lis, proto byl použit koeficient pro běžné stříhání: m st 0,63 6 A tv Fj s j mst 8 10 10 0,63 50400 J (54) Při výpočtu deformační práce vycházím z celkové deformace stroje a nástrojů: - koeficient pro univerzální lisy: k 1 10 6 Fj 8 10 f celk,88 mm (55) 6 k 10 F 10 10 8 10 1 j Deformační práce stroje a nástrojů : 6 3 A 0,5 F f 0,5 8 10,88 11314 J (56) def j celk 10 Třecí práce: - uvažuje se A tř (0,15 až 0,5) A tv > zvoleno 15% tvářecí práce A tř 0,15 A tv 0,15 50400 7560 J (57) Celková práce přiváděná do stroje: - práce pomocných mech A pm 0, protože hlavní pohon nepohání pomocné mechanismy - práce rozběhová A rozb 0, protože lis pracuje v automatickém cyklu Acelk A tv + Adef + A tř 50400 + 11314 + 7560 6974 J (58)

Str. 36 Při výpočtu výkonu elektromotoru vycházíme z času cyklu: - pro automatizovaný provoz je čas jednoho cyklu roven času zdvihu t cyklu t 1zdvih 1 1 60 t cyklu,143 s (59) n 8 11 Přibližný výkon elektromotoru: - účinnost převodu je dle lit. [7] η př 0,55 až 0,65 > volím: η př 0,6 P p t A celk 6974 53879 W (60) η,143 0,6 cyklu př - volím elektromotor 1LG6 53-4MA90-Z H61 fy SIEMENS Parametry: jmenovitý výkon motoru: P jm 55 kw, jmenovité otáčky motoru: n jm 1480 min -1, jmenovitý moment motoru: M jm 355 N m Aby mohl být pohon používán v oblasti konstantního kroutícího momentu (obr. 6.), musí být doplněn motorem (1PP9) s cizí ventilací, který pohon uchladí i při nízkých otáčkách. Dále bude pohon doplněn impulsním snímačem otáček 1XP8 001-1, který bude v součinnosti s indukčním snímačem u setrvačníku kontrolovat prokluz řemenů. Z tohoto důvodu je také zřejmé, že impulzní snímač nemůže zajišťovat zpětnou vazbu pro regulaci zdvihů lisu. To zajišťuje absolutní rotační snímač, který je v záběru s klikovým kolem přes ozubená kola, která jsou v převodovém poměru 1:1, aby byly na snímači stejné otáčky jako na klice. Dále dle doporučení techniků fy Siemens bude pro regulaci otáček motoru použit měnič frekvence Sinamics G10. Obr. 6. Momentová charakteristika motoru 1LG6 53-4MA90 řízeného měničem frekvence [16] 6.. Stanovení velikosti setrvačníku Velikost setrvačníku se stanovuje při nejmenším počtu zdvihů n 1. Protože se věnec setrvačníku nabíjí při menší obvodové rychlosti, musí mít setrvačník větší hmotu, která dodá potřebnou kinetickou energii. Setrvačník je vyroben jako odlitek z manganové oceli na odlitky 4 709.5. To umožňuje zvýšení maximální obvodové rychlosti věnce setrvačníku z 35 m s -1 (litina) na 40 m s -1 [7]. Při výpočtu velikosti setrvačníku se vychází z lit. [1,6]. Zadáno: maximální počet zdvihů: n 11 8 min -1, minimální počet zdvihů: n 1 0 min -1, převodový poměr mezi motorem a setrvačníkem: i ř 3,04, počet zubů klikového kola: z 1 84, počet zubů pastorku předlohy: z, počet zubů kola předlohy: z 3 96, počet zubů pastorku spojkového hřídele: z 5 1, otáčky spojkové hřídele: n 41 488,77 min -1

Str. 37 Zvoleno: vnější průměr setrvačníku: D s1 1495 mm, vnitřní průměr setrvačníku: D s 700 mm Obr. 6.3 Hlavní rozměry setrvačníku Otáčky spojkového hřídele při minimálním počtu zdvihů: z1 z3 84 96 n 4 n1 8 349,091 min -1 (61) z z 1 5 Otáčky motoru při minimálním počtu zdvihů: n m n 4 iř 349,091 3, 04 1055,651 min -1 (6) Kontrola obvodové rychlosti nabitého setrvačníku při maximálním počtu zdvihů: π Ds1 n 60 41 vo11 π 1,495 488,77 38,57 m s -1 < 40 m s -1 > vyhovuje (63) 60 6..1 Předběžné stanovení velikosti setrvačníku Předběžné stanovení slouží pro počáteční návrh rozměrů setrvačníku. Konečné rozměry se dolaďují podle velikosti spojko-brzdy a délky řemenů. Vnější průměr věnce setrvačníku se zachovává, protože dodává největší množství energie, pouze se provádí úběr pod řemeny a změna šířky věnce. Vnitřní průměr setrvačníku uzpůsobujeme podle velikosti spojko-brzdy. Obvodová rychlost nabitého setrvačníku: π Ds1 n 4 π 1,495 349,091 vo1 7,36 m s -1 (64) 60 60 Úhlová rychlost nabitého setrvačníku: vo1 7,36 ω1 36,560 s -1 (65) D 1,495 s1 Úhlová rychlost setrvačníku po zpomalení: - poměrný pokles úhlové rychlosti pro klikové lisy: δ s 0,0 až 0,08 > zvoleno: δ s 0,08 ( ) 36,560 ( 1 0, ) ω ω 08 33,63 s -1 (66) 1 1 δs

Str. 38 Předběžný moment setrvačnosti setrvačníku: Acelk 6974 Isp 674,95 kg m (67) ω 1 ω 36,560 33,63 Předběžná hmotnost věnce setrvačníku: 8 Isp 8 674,95 msp 1981,49 kg (68) D + D 1,495 + 0,700 s1 s Šířka věnce setrvačníku: 4 m π ρ (D 4 1981,49 ) π 7850 (1,495 0,700 sp bsp ol s1 Ds 0,184 m 184 mm (69) ) 6.. Stanovení velikosti setrvačníku Konečnou hmotnost a velikost momentu setrvačnosti získáme z 3D modelu setrvačníku, což je vzhledem k jeho složitějšímu tvaru nejpřesnější způsob zjištění. Moment setrvačnosti může být větší, než předběžně spočítaný. I když se zvětší čas pro rozběh a nabití setrvačníku, bude v setrvačníku naakumulováno větší množství energie, takže bude docházet k menšímu poklesu otáček. V opačném případě, tedy poddimenzování setrvačníku by došlo po pár cyklech k jeho postupnému zpomalování a zastavení. Zadáno: moment setrvačnosti setrvačníku: I s 84,14 kg m, hmotnost setrvačníku: m s 448,858 kg, šířka setrvačníku: b s 38 mm, jmenovitý moment motoru: M jm 355 N m Výkon motoru při minimálním počtu zdvihů : Pm π n m M jm π 1055,651 355 3944 W (70) Kroutící moment dodávaný na setrvačník: - účinnost řemenového převodu dle lit. [8]: η ř 0,98 M Kdod Pm iř ηř 3944 3,05 0,98 105,0 N m (71) π n π 1055,651 m Obr. 6.4 Kruhový časový diagram lisu [3] Čas pro rozběh elektromotoru a nabití setrvačníku na ω 1 : Is ω1 84,14 36,560 t n 9,65 s (7) M 105,0 Kdod

Str. 39 Potřebný čas dobití setrvačníku z ω na ω 1 : - setrvačník musí být dobitý již α j (5,9 ) před dolní mrtvou polohou, pro získání určité rezervy je zvolen úhel tváření: α tv 30 t nmp (360 α tv ) 60 (360 30) 60,750 s (73) 360 n 360 0 1 Skutečný čas dobití setrvačníku z ω na ω 1 : t nm I s ( ω1 M ω) 84,14 (36,560 33,63),341 s (74) 1055,0 Kdod Skutečný čas dobití je menší jak potřebný, z toho je zřejmé, že se setrvačník dobije ještě před dosažením úhlu tváření. 6..3 Parametry setrvačníku při maximálním počtu zdvihů Zadáno: otáčky motoru při maximálním počtu zdvihů: n m1 1477,911 min -1, otáčky spojkového hřídele: n 41 488,77 min -1 Výkon motoru při maximálním počtu zdvihů: P m1 π n M π 1477,911 355 5494 W (75) m1 jm Kroutící moment dodávaný na setrvačník při n 11 : - pohon lisu je převodován tak, že se i při maximálních otáčkách lisu stále pohybujeme s motorem pod n jm, takže využíváme konstantní moment motoru M M 105,0 N m (76) Kdod1 Kdod Úhlová rychlost nabitého setrvačníku při n 11 : π n 41 π 488,77 ω11 51,179 s -1 (77) 60 60 Úhlová rychlost setrvačníku po zpomalení při n 11 : ( ) 51,179 ( 1 0, ) ω ω 08 47,085 s -1 (78) 1 11 1 δs Čas pro rozběh elektromotoru a nabití setrvačníku na ω 11 : t n1 Is ω11 M Kdod1 84,14 51,179 40,971 s (79) 105,0 Potřebný čas dobití setrvačníku z ω 1 na ω 11 : t nmp1 (360 α tv ) 60 (360 30) 60 1,964 s (80) 360 n 360 8 11 Čas dobití setrvačníku z ω 1 na ω 11 : t nm1 I s ( ω11 M ω1) 84,14 (51,179 47,085) 3,78 s (81) 1055,0 Kdod1 Skutečný čas dobití je větší jak potřebný, to je dáno tím, že počítáme s momentem setrvačnosti, který je určený pro nejnižší počet otáček. Pro maximální počet otáček nám vystačí zhruba poloviční setrvačník, takže ve skutečnosti bude na větším setrvačníku menší pokles úhlové rychlosti, tzn. že hodnota ω 1 bude vyšší a čas t nm1 nižší.

Str. 40 6.3. Určení ozubených převodů v pohonu lisu V pohonu je použito ozubení s dvojnásobně šikmými zuby, takže se axiální složky sil vyruší. Proto můžeme zavést zjednodušení a místo normálové síly F n brát v úvahu pouze normálovou sílu v čelní rovině F tr, která namáhá hřídele na ohyb a krut. Obr. 6.5 Prostorové znázornění silového působení na kole s šikmými zuby [8] Směr otáčení výstředníkových kol je volen tak, aby normálová složka síly na ojnici namáhala beran na tlak. To je výhodnější, protože nehrozí vymezení vůlí ve vedení a tím jeho přídavné namáhání. Při zvoleném uspořádání pohonu to má ovšem tu nevýhodu, že axiální složky sil v ozubení rozevírají klikové kolo. Obr. 6.6 Směry otáčení a silové působení na ozubení Síly působící na hnací a hnané kolo mají stejnou velikost, ale opačný směr (F tr1 F tr,..., F tr7 F tr8 ) [8]. 6.3.1 Výpočet kroutících momentů na hřídelích a ozubených kolech Při výpočtu momentů na hřídelích a ozubených kolech se vychází z lit. [8]. Zadáno: skutečný kroutící moment na klikovém kole: M Kskut 5891 N m Hodnoty účinností: - účinnost ozubeného převodu η oz 0,98 až 0,99 > zvoleno: η oz 0,99 - účinnost kluzných ložisek η kl 0,96 až 0,98 > zvoleno: η kl 0,98 - účinnost valivých ložisek η vl 0,98 až 0,99 > zvoleno: η vl 0,99

Str. 41 Celková účinnost soukolí se nakonec spočítá násobením dílčích účinností, které jsou umocněny podle počtu svého výskytu v daném soukolí. Kroutící moment na ozubení klikového kola: M M 5891 N m (8) K1 Kskut Účinnost soukolí od kliky po předlohu: 4 4 η η η 0,99 0, 0,913 (83) 1 oz kl 98 Kroutící moment na předlohovém hřídeli: M K MK1 i η 1 1 5891 74088 N m (84) 3,818 0,913 Převodový poměr mezi klikovým a vloženým kolem: n 31 176,953 i13 6,30 (85) n 8 11 Účinnost soukolí od kliky po vložené kolo: 4 4 η η η η 0,99 0,98 0, 0,886 (86) 13 oz kl vl 99 Kroutící moment na vloženém kole: M K3 M i η 13 K1 13 5891 963 N m (87) 6,30 0,886 Převodový poměr mezi klikovým kolem a spojkovým hřídelem: n 41 488,77 i14 17,455 (88) n 8 11 Účinnost soukolí od kliky po spojku: 3 4 5 3 4 5 η η η η 0,99 0,98 0, 0,851 (89) 14 oz kl vl 99 Kroutící moment na spojkovém hřídeli: M K4 M i η 14 K1 14 5891 34776 N m (90) 17,455 0,886 Výše vypočtené kroutící momenty jsou použity pro návrhový a pevnostní výpočet ozubení, který je proveden v generátoru ozubení programu Autodesk Inventor 010. 6.3. Materiály a tepelné zpracování ozubení Materiály a tepelné zpracování ozubených kol a hřídelů s ozubenými pastorky byla zvolema na základě pevnostního výpočtu a doporučení pana Ing. Slámy z fy ŽĎAS. Hodnoty jsou převzaty z lit. [7] a knihoven programu Autodesk Inventor 010. Klikové kolo: konstrukční slitinová ocel 16 0, cementováno do hloubky 1,8- mm, kaleno na 50-60 HRC Předlohový hřídel s pastorky: konstrukční slitinová ocel 17CrNiMo6, cementováno do hloubky 1,8- mm, kaleno na 57-61 HRC Předlohové kolo: slitinová ocel na odlitky 4 767, zušlechtěno

Str. 4 Vložené kolo: konstrukční slitinová ocel 16 0, cementováno do hloubky 1,8- mm, kaleno na 50-60 HRC Spojkový hřídel s pastorky: konstrukční slitinová ocel 30CrMoV9, zušlechtěno na 780-930 MPa, nitridováno do hloubky 0,4-0,7 mm 6.3.3 Pevnostní výpočet ozubení Vzhledem k velkému počtu počítaných soukolí a rozsahu výpočtu je zde proveden pouze výpis důležitých parametrů, které budou potřeba pro další výpočty. Výpis silového působení je uveden pro jeden pár zubů, na ozubení s dvojnásobně šikmými zuby působí celkem dvě tyto síly (zub s pravým a levým stoupáním). Výpočty soukolí budou umístěny na CD jako netištěné přílohy ve formátu pdf. Pro pevnostní výpočet je použita metoda DIN 3990:1988, požadovaná životnost ozubení je 0 000 hod. Protože maximální kroutící moment nepůsobí na celém zdvihu, ale pouze v úseku jmenovitého úhlu, navrhují se ozubení se součinitelem bezpečnosti 1 až 1,5. Vyšší hodnoty vedou k naddimenzování ozubení [7]. Soukolí 1 - spojkový hřídel s pastorkem a vložené kolo Jedná se o vstupní soukolí, které je tvořeno spojkovým hřídelem s pastorkem a vloženým kolem. Tab. 6.1 Tabulka silových působení na soukolí 1 Název Ozn. Hodnota [ N ] Radiální síla 7 F r7 5474 Obvodová síla 7 F t7 17845 Axiální síla 7 F a7 4653 Normální síla 7 F n7 14697 Tab. 6. Tabulka výsledných bezpečností ozubeného soukolí 1 Název Spojková hřídel Vložené kolo Ozn. Hodnota [ - ] Ozn. Hodnota [ - ] Součinitel bezpečnosti v dotyku S H8 1,47 S H7 1,34 Součinitel bezpečnosti v ohybu S F8 3,184 S F7 3,047 Statická bezpečnost v dotyku S Hst8,568 S Hst7,78 Statická bezpečnost v ohybu S Fst8 4,535 S Fst7 6,777 Pastorek spojkového hřídele je vyroben přímo na hřídeli. Vložená kola se otáčí na pevných čepech. Soukolí - dvě vložená kola Jedná se o soukolí, které je tvořeno dvěma vloženými koly. Toto soukolí přenáší moment ze spojkového hřídele na vzdálenější předlohová kola. Ozubená kola mají opačné jednotkového posunutí a jsou vůči sobě zrcadlově převrácené. Tab. 6.3 Tabulka silových působení na soukolí Název Ozn. Hodnota [ N ] Radiální síla 5 F r5 414 Obvodová síla 5 F t5 684 Axiální síla 5 F a5 669 Normální síla 5 F n5 70535

Str. 43 Síly působící na tomto soukolí jsou totožné se silami na soukolí 3. Je to dáno tím, že v rámci symetrie pohonu uvažujeme rovnoměrné rozdělení přiváděného momentu ze spojkového hřídele na předlohové a druhé vložené kolo. Tab. 6.4 Tabulka výsledných bezpečností ozubeného soukolí Název Vložené kolo Vložené kolo Ozn. Hodnota [ - ] Ozn. Hodnota [ - ] Součinitel bezpečnosti v dotyku S H5,517 S H6,517 Součinitel bezpečnosti v ohybu S F5 5,934 S F6 5,868 Statická bezpečnost v dotyku S Hst5 5,18 S Hst6 5,18 Statická bezpečnost v ohybu S Fst5 13,196 S Fst6 13,30 Nepatrné změny v hodnotách součinitelů bezpečnosti jsou zapříčiněny opačnou hodnotou jednotkového posunutí na druhém kole. Dále je zřejmé, že jsou vložená kola předimenzována. To je proto, že dochází k častému záběru stejných zubů (i 33 1) a tím i jejich většímu opotřebení. Soukolí 3 - vložené a předlohové kolo Jedná se o soukolí, které je tvořeno vloženým a předlohovým kolem. Toto soukolí má opačné korekce jak soukolí 3 a také je vůči němu zrcadlově převrácené. Tab. 6.5 Tabulka silových působení na soukolí 3 Název Ozn. Hodnota [ N ] Radiální síla 3 F r3 414 Obvodová síla 3 F t3 684 Axiální síla 3 F a3 669 Normální síla 3 F n3 70535 Tab. 6.6 Tabulka výsledných bezpečností ozubeného soukolí 3 Název Vložené kolo Předlohové kolo Ozn. Hodnota [ - ] Ozn. Hodnota [ - ] Součinitel bezpečnosti v dotyku S H4,414 S H3 1,597 Součinitel bezpečnosti v ohybu S F4 5,66 S F3 3,631 Statická bezpečnost v dotyku S Hst4 5,094 S Hst3 4,800 Statická bezpečnost v ohybu S Fst4 1,591 S Fst3 8,003 Soukolí 4 - předlohový hřídel s pastorky a klikové kolo Jedná se o výstupní soukolí, které je tvořeno předlohovým hřídelem s pastorky a klikovým kolem. Toto soukolí má stejné rozměry i korekce jako soukolí 4, pouze je zrcadlově převrácené. Tab. 6.7 Tabulka silových působení na soukolí 4 Název Ozn. Hodnota [ N ] Radiální síla 1 F r1 9968 Obvodová síla 1 F t1 34818 Axiální síla 1 F a1 41405 Normální síla 1 F n1 56015

Str. 44 Tab. 6.8 Tabulka výsledných bezpečností ozubeného soukolí 4 Název Předlohová hřídel Klikové kolo Ozn. Hodnota [ - ] Ozn. Hodnota [ - ] Součinitel bezpečnosti v dotyku S H 1,389 S H1 1,30 Součinitel bezpečnosti v ohybu S F 1,060 S F1,351 Statická bezpečnost v dotyku S Hst 1,757 S Hst1,586 Statická bezpečnost v ohybu S Fst,38 S Fst1 5,85 Pastorky předlohového hřídele jsou vyrobeny přímo na hřídeli. Klikové kolo je složeno z dvou ozubených kol, které jsou připevněné k výstředníku klikového kola pomocí svěrných pouzder. Výstředník klikového kola se otáčí na pevném čepu klikového kola. Je vyroben z materiálu 15 60 a je dále zušlechtěn. Pro zjednodušení dalších výpočtů se kolo uvažuje jako tuhý celek z jednoho kusu. 6.4. Návrh konstrukčního uzlu spojkového hřídele Tato podkapitola tvoří výpočtový blok komponent, které obsahuje spojkový hřídel. Spolu s konstrukčním uzlem setrvačníku budou tyto podkapitoly podrobně spočítány, protože se z nich bude vycházet při výkresové dokumentaci, kde bude rozkreslena montážní sestava uzlu spojkového hřídele a setrvačníku. Pro výpočty sil bude dále zaveden společný souřadný systém xyz. Podle směru otáčení ozubených kol zjistíme směry působících sil. Jejich výsledné složky, které nám působí na ozubení a výstředník klikového kola si promítneme do rovin souřadného systému a následně pomocí rovnic rovnováhy sil dopočítáme reakce v podporách. Z těchto vypočtených sil dále vyjdeme při návrhu velikostí čepů a hřídelů. Z důvodu rozsahu práce u staticky neurčitých uložení využijeme generátor komponent hřídele programu Autodesk Inventor 010 (celé výpočty viz. netištěné přílohy na CD). Běžně by se tato úloha řešila zavedením deformační podmínky, ze které by se pomocí Castiglianovy věty dopočítala neznámá reakce. 6.4.1 Výpočet reakcí v ložiskách spojkového hřídele Spojkový hřídel vychází příliš dlouhý, protože přenáší moment ze setrvačníku na ozubení, které je umístěno na opačné straně lisu. Aby se docílilo co nejmenšího průhybu, je spojkový hřídel uložen ve třech ložiskách, tzn. že se jedná o staticky neurčitou úlohu. Obr. 6.7 Silové působení na spojkovém hřídeli

Str. 45 Obr. 6.8 Průběhy napětí a nebezpečné průřezy spojkového hřídele

Str. 46 Zadáno: radiální síla 7: F r7 5474 N, obvodová síla 7: F t7 17845 N, úhel mezi čelní normálovou silou 7 a rovinou y-z: α yz7 7,550 Volím: šířku ložiska A4: B A4 75 mm, šířka ložiska B4: B B4 8 mm, šířka distančního kroužku B dk 8 mm, šířka ložiska C4: B C4 38 mm - u válečkového a soudečkového ložiska uvažujeme podporu uprostřed ložiska Čelní normálová síla 7: Ftr7 Ft7 + Fr7 17845 + 5474 139065 N (91) Čelní normálová síla 7 v ose x: F 7 trx7 Ftr7 sinα yz 139065 sin 7, 550 6431 N (9) Čelní normálová síla 7 v ose y: F 7 try7 Ftr7 cosα yz 139065 cos 7, 550 1396 N (93) Tab. 6.9 Tabulka reakcí v podporách spojkového hřídele Název Ozn. Hodnota [ N ] Ozn. Hodnota [ N ] Reakce v podpoře A4 v ose x R Ax4 6546 Reakce v podpoře A4 v ose y R Ay4 15483 Reakce v podpoře B4 v ose x R Bx4 6433 Reakce v podpoře B4 v ose y R By4 13316 Reakce v podpoře C4 v ose x R Cx4 1151,8 Reakce v podpoře C4 v ose y R Cy4 07,8 R A4 14153 R B4 139088 R C4 490, 6.4. Pevnostní výpočet spojkového hřídele Hřídele a čepy pohonu lisu se navrhují s ohledem na minimální průhyb (pod ozubením maximálně 0,1 až 0, mm), aby ozubení neslo v celé šířce zubu (menší opotřebení), takže jsou hodnoty součinitelů bezpečnosti větší, jak pro běžné hřídele (1,3 až ) [1, 7]. Proto nebude proveden výpočet bezpečnosti vzhledem k meznímu stavu pružnosti (MSP) ale hned určíme bezpečnost vzhledem k MS únavové pevnosti. Hřídele jsou namáhány kombinovaným zatížením od ohybu a krutu, které mají míjivý charakter. Pevné čepy jsou namáhány míjivým ohybem. Smykové zatížení zanedbáme. Bezpečnost spočítáme pro nebezpečné průřezy, které určíme podle velikosti redukovaného napětí dle HMH. Tyto hodnoty použijeme z výpočtu generátoru komponent hřídele, který graficky zobrazuje průběhy posuvných sil, momentů, průhybů a redukovaných napětí po celé délce řešených hřídelů. Při výpočtu spojkového hřídele se neuvažuje ozubení pastorku, které je nahrazeno válcem o průměru roztečné kružnice. Nejnebezpečnějším místem dle (obr 6.8) je průřez. I když je zde zanedbatelné ohybové napětí, přenáší se zde kroutící moment nejmenším průřezem, který je navíc opatřen zápichem typu G. Tento zápich je zde pro jednodušší broušení hřídele pod ložiskem C4. Při pevnostním výpočtu se vychází z lit. [31] a [3]. Výpočet napětí v nebezpečných průřezech 1 a Zadáno: reakce v podpoře B4: R B4 134088 N, reakce v podpoře C4: R C4 490, N, kroutící moment na spojkové hřídeli: M K4 34776 N m, délka hřídele v místě podpory B4: l 47 807 mm, průměr hřídele v místě podpory B4: d 47 180 mm,

Str. 47 délka hřídele v místě podpory C4: l 48 363 mm, průměr hřídele v místě zápichu podpory C4: d 48 159, mm, šířka ložiska B4: BB48 mm, šířka distančního kroužku B dk 8 mm, šířka ložiska C4: B C4 38 mm Ohybový moment v místě 1: M o47 B4 Obr. 6.9 Zatížení hřídele v místě 1 ( Bdk + 0,5 BB4 ) R C4 ( l47 + 0,5 BC4 ) ( 8 + 0,5 8), ( 807 + 0,5 ) R (94) M o47 134088 490 38 7540171 N mm Modul průřezu v ohybu v místě 1: 3 3 π d 180 3 Wo47 57555 mm (95) 3 3 Napětí v ohybu v místě 1: M 7540171 σ o47 o47 13,169 MPa (96) 57555 W o47 47 π Modul průřezu v krutu v místě 1: 3 3 π d 180 Wk47 16 16 Napětí v krutu v místě 1: 47 π 3 1145111 mm (97) 3 MK4 34776 10 τ k47 30,369 MPa (98) W 1145111 k47 Ohybový moment v místě : Obr. 6.10 Zatížení hřídele v místě M o48 R C4 0,5 BC4 490, 0, 5 38-47314 N mm (99) Modul průřezu v ohybu v místě : 3 3 π d 159, Wo48 3 3 Napětí v ohybu v místě : 48 π 3961 mm 3 (100) M 47314 σ o48 o48 0,119 MPa (101) 3961 W o48

Str. 48 Modul průřezu v krutu v místě : 3 π d π 159, 48 k 16 16 W 48 Napětí v krutu v místě : 3 7944 mm 3 (10) 3 MK4 34776 10 τ k48 43,896 MPa (103) W k48 7944 Výpočet bezpečnosti vzhledem k MS únavové pevnosti Zadáno: mez pevnosti materiálu 30CrMoV9: R e4 600 MPa Mez únavy mat. 30CrMoV9 v tahu: 30CrMoV9: R m4 800 MPa, mez kluzu materiálu σ,45 R 0,45 800 360 MPa (104) c4 0 m4 Mez únavy mat. 30CrMoV9 při míjivém o hybu: σ,74 R 0,74 800 59 MPa (105) hco4 0 m4 Mez únavy mat. 30CrMoV9 při míjivém krutu: τ,49 R 0,49 800 39 MPa (106) hc4 0 m4 1) Nebezpečné místo 1: kombinované namáhání míjivým ohybem a krutem Zadáno: délka hřídele v místě podpory B4: l 47 807 mm, průměr hřídele v místě podpory B4: d 47 180 mm, poloměr v místě 1: r 47 6 mm, součinitel koncentrace napětí v ohybu v místě 1: α o47,3, součinitel koncentrace napětí v krutu v místě 1: α k47 1,8, napětí v ohybu v místě 1: σ o47 13,169 MPa, napětí v krutu v místě 1: τ k47 30,369 MPa a) pro míjivý ohyb Součinitel velikosti 1 v místě 1: - pro ocel je materiálová konstanta: k 10 - l 47 807 ν 11 1 k log d 1 10 log 0,886 (107) 47 180 Součinitel velikosti v ohybu v místě 1: σ l47 59 807 ν o1 1+ hco4 1 1+ 1,365 (108) σ c4 d 47 360 180 Součinitel velikosti v ohybu v místě 1: ν ν ν 0,886, 365,095 (109) o1 11 o1 Součinitel vrubu v ohybu v místě 1: - pro hřídel s osazením je materiálová charakteristika mat. 30CrMoV9: K 1 0,35 α o47,3 βo1,18 (110) α,3 1 0,35 o47 1 K1 1+ 1+ α o47 r 47,3 6

Str. 49 Součinitel povrchu v místě 1: - pro broušený povrch volím součinitel opracování a prostředí v místě 1: η 11 0,83 - pro nitridaci volím součinitel povrchové úpravy a TZ v místě 1: η 1 1,70 η η 0,83 1, 70 1,411 (111) 1 11 η1 Mez únavy při míjivém ohybu v místě 1: ν o1 η1 σ hco4,095 1,411 59 σ hco1 8,155 MPa (11) β,18 o1 Střední napětí v ohybu v místě 1: σ o47 13,169 σ m47 6,585 MPa (113) Bezpečnost v ohybu v místě 1: σ σ k hco 1 o1 m47 8,155 14,859 (114) 6,585 b) pro míjivý krut Součinitel velikosti v krutu v místě 1: τ l47 39 807 ν k1 1+ hc4 1 1+ 1 1,188 (115) σ c4 d 47 360 180 Součinitel velikosti v krutu v místě 1: ν ν ν 0,886 1, 188 1,053 (116) k1 11 k1 Součinitel vrubu v krutu v místě 1: α k 47 1,8 βk1 1,693 (117) α + + α 1,8 1 0,35 k 47 1 K1 1 1 k47 r 47 1, 8 6 Mez únavy při míjivém krutu v místě 1: ν k1 η1 τ hc4 1,053 1,411 39 τ hc1 343,978 MPa (118) β 1,693 k1 Střední napětí v krutu v místě 1: τ k 47 30,369 τ m47 15,185 MPa (119) Bezpečnost v krutu v místě 1: τ τ k hc 1 k1 m47 343,978,653 (10) 15,185 c) bezpečnost pro kombinované namáhání Bezpečnost vzhledem k MS únavové pevnosti v místě 1: k o1 k k1 14,859,653 k c1,89 (11) k o1 + k k1 14,859 +, 653

Str. 50 ) Nebezpečné místo : namáhání míjivým krutem V místě je ohybové napětí zcela zanedbatelné, proto budeme při výpočtu bezpečnosti uvažovat pouze míjivé napětí v krutu. Zadáno: délka hřídele v místě podpory C4: l 48 363 mm, průměr hřídele v místě zápichu podpory C4: d 48 159, mm, poloměr v místě : r 48 1 mm, součinitel koncentrace napětí v krutu v místě : α k48,8, napětí v krutu v místě : τ k48 43,896 MPa, mez únavy mat. 30CrMoV9 v tahu: σ c4 360 MPa, mez únavy mat. 30CrMoV9 při míjivém ohybu: σ hco4 59 MPa, mez únavy mat. 30CrMoV9 při míjivém krutu: τ hc4 39 MPa, materiálová konstanta pro ocel: k 10 -, materiálová charakteristika mat. 30CrMoV9: K 1 0,35, součinitel povrchu v místě 1: η 1 1,411 Součinitel velikosti 1 v místě : l d 48 363 ν 1 1 k log 1 10 log 0,916 (1) 48 159, Součinitel velikosti v krutu v místě : τ l48 39 363 ν k 1+ hc4 1 1+ 1 1,134 (13) σ c4 d 48 360 159, Součinitel velikosti v krutu v místě : ν ν ν 0,916 1, 134 1,038 (14) k 1 k Součinitel vrubu v krutu v místě : α k48,8 βk,86 (15) α,8 1 0,35 k 48 1 K1 1+ 1+ α k48 r 48, 8 1 Mez únavy při míjivém krutu v místě : ν hc k η1 τ hc4 1,038 1,411 39 τ 51,40 MPa (16) β,86 k Střední napětí v krutu v místě : τ k48 43,896 τ m48 1,948 MPa (17) Bezpečnost vzhledem k MS únavové pevnosti v místě : τ hc 51,40 k c,653 (18) 1,948 τ m48 Bezpečnosti k c1 a k c jsou mnohonásobně větší jak jedna. Z toho je zřejmé, že spojkový hřídel vydrží nekonečně mnoho cyklů a má tedy neomezenou životnost. 6.4.3 Určení velikosti spojko-brzdy Spojka plní funkci pojistky proti překročení kroutícího momentu, proto je nutné ji naddimenzovat. Hydraulicky ovládané spojky bývají naddimenzovány o 10 až 15% (pneumatické spojky 15 až 0%). Dle katalogu bude zvolen komplet hydraulické spojkobrzdy, který bude v rozsahu vypočtených momentů po naddimenzování. Poté bude z daného brzdného momentu brzdy a momentů setrvačnosti rotujících částí redukovaných na spojkový hřídel zjištěn brzdný úhel, který se musí pohybovat v rozsahu hodnot dle typu lisu.

Str. 51 Určení velikosti spojky Zadáno: kroutící moment na spojkové hřídeli: M K4 34,776 kn m Kroutící moment na spojce: M Ksp M K 4 34,776 kn m (19) Minimální potřebný moment spojky: M Ksp10 1,1 M Ksp 1,1 34, 776 38,54 kn m (130) Maximální potřebný moment spojky: M Ksp15 1,5 M Ksp 1,5 34, 776 39,99 kn m (131) - v rozsahu minimálního a maximálního potřebného momentu spojky je zvolen komplet hydraulické spojko-brzdy 013-1..- 86 zesílené provedení fy Ortlinghaus Parametry: přenášený moment na spojce: M stat 38,55 kn m, brzdný moment: M dyn 1 knm, pracovní tlak: p prac 63 + 5 bar, zpětný tlak pružin: p pruž 7 bar Kontrola brzdy Z 3D modelů součástí jsou zjištěny momenty setrvačnosti rotujících hmot pohonu, které je nutno zabrzdit. Zadáno: převodový poměr mezi klikovým kolem a spojkovým hřídelem: i 14 17,455, převodový poměr mezi předlohou a spojkou: i 4 4,571, převodový poměr mezi vloženým kolem a spojkou: i 34,76, úhlová rychlost nabitého setrvačníku při n 11 : ω 11 51,179 s -1 Tab. 6.10 Tabulka momentů setrvačnosti rotujících částí pohonu Momenty setrvačnosti Ozn. Hodnota [kg m ] Komplet klikového kola I kk 397,716 Předlohový hřídel I ph 4,685 Předlohové kolo I pk 151,08 Ringfeder 60 RfN 4071 I rpk 3,158 Komplet vloženého kola I vk 74,543 Spojkový hřídel I sh,345 Přídržný kroužek u ložiska A4 I pkr 0,010 Vnitřní kroužek ložiska A4 I A4 0,059 Vymezovací kroužek u ložiska B4 I vkr 0,03 Svěrné pouzdro ložiska B4 I svp 0,096 Vnitřní kroužek ložiska B4 I B4 0,076 Vnitřní kroužek ložiska C4 I C4 0,011 Distanční kroužek u ložiska C4 I dkr 0,010 Spojko-brzda I sb 3,110 Moment setrvačnosti brzděných rotujících hmot: I (I vk ph + Ipk + Irpk ) I Ibr Isb + Idkr + Ipkr + IA4 + Ivkr + Isvp + IB4 + IC4 + Ish + + + i34 i4 i 74,543 I br 3,110 + 0,010 + 0,010 + 0,059 + 0,03 + 0,096 + 0,076 + 0,011+,345 + +,76 (4,685 + 154,08 + 3,158) 397,716 + + 43,105 kg m 4,571 17,455 kk 14 (13)

Str. 5 Brzdný úhel na brzdě v obloukové míře: - z práce na brzdě je vyjádřen brzdný úhel v obloukové míře, který je potřebný pro zjištění brzdného úhlu kliky Ibr ω11 4,885 51,179 ϕbr 9,409 rad (133) M 1000 dyn Brzdný úhel na klikovém kole: ϕbr 360 9,361 360 ϕk 30,885 (134) π i π 17,455 14 Brzdný úhel na klikovém kole je určen bezpečností provozu stroje a pro běžné lisy se dle lit. [1] pohybuje v rozsahu 8 až 60, takže v našem případě tuto podmínku zvolená spojko-brzda splňuje. 6.4.4 Kontrola trvanlivosti ložisek spojkového hřídele S ohledem na velké síly byla přednostně zvolena ložiska s čárovým stykem. Stejně jak pro ozubení, tak i pro ložiska platí, že jsou namáhána plnou silou pouze v rozmezí jmenovitého úhlu α j. Proto je požadována minimální trvanlivost ložisek pouze 10 000 hod (běžně se pro ložiska uvažuje 0 000 hod). Výpočet vychází z lit. [7], hodnoty únosností a dovolených naklopení jsou převzaty z lit. [30]. Na spojkovém hřídeli (obr. 6.11) jsou uložena tři ložiska, z toho dvě soudečková a jedno válečkové. Ložisko v podpoře A4 Obr. 6.11 Uložení ložisek na spojkovém hřídeli V podpoře A4 bylo zvoleno soudečkové ložisko 3038 CC/W33/C3 fy SKF. Toto krajní ložisko bude zajištěno proti axiálnímu posuvu. Vnější kroužek bude zajištěn víčkem k domku a vnitřní přídržným kroužkem k hřídeli. Zadáno: otáčky spojkového hřídele: n 41 488,77 min -1, reakce v podpoře A4: R A4 14153 N, dynamická únosnost ložiska A4: C A4 865kN, exp. rovnice trvanlivosti pro ložisko s čárovým stykem: p č 10/3 Základní trvanlivost ložiska v podpoře A4: L ha4 6 10 60 n 41 C R A4 A4 p č 6 10 60 488,77 546 141,53 10 3 1433 hod (135)

Str. 53 Ložisko v podpoře B4 V podpoře B4 bylo zvoleno soudečkové ložisko 3040 CCK/W33/C3 s kuželovou dírou a upínacím pouzdrem H 3040 fy SKF, které zajistí ložisko proti axiálnímu posuvu vůči hřídeli. Nutná volnost hřídele v axiálním směru z důvodu tepelných dilatací a vyrovnávání nepřesností je umožněna uložením vnějšího kroužku ložiska v průchozí díře domku stojanu. Zadáno: reakce v podpoře B4: R B4 139088 N, dynamická únosnost ložiska B4: C B4 1000kN Základní trvanlivost ložiska v podpoře B4: L hb4 6 10 60 n 41 C R B4 B4 Ložisko v podpoře C4 p č 6 10 60 488,77 546 139,088 10 3 4461 hod (136) V podpoře C4 bylo zvoleno válečkové ložisko NU 103 ML/C3 fy SKF, které umožňuje axiální posuv hřídele v obou směrech díky provedení vnitřního kroužku ložiska, které je bez osazení. Zadáno: reakce v podpoře C4: R C4 490, N, dynamická únosnost ložiska C4: C C4 9kN Základní trvanlivost ložiska v podpoře C4: L hc4 6 10 60 n 41 C R C4 C4 pč 6 10 60 488,77 9,490 10 3 109 10 6 hod (137) Trvanlivost ložiska C4 je extrémně vysoká, protože ložisko pouze podpírá dlouhý hřídel. Při použití základní řady kuličkového ložiska by byla životnost přibližně o tři řády nižší, avšak z hlediska montáže mnohem náročnější. Proto je zvoleno válečkové ložisko NU, u kterého je možné vnitřní kroužek vysunout z ložiska a samostatně nalisovat na spojkový hřídel. Při montáži hřídele do stojanu se poté zasune do vnějšího kroužku s válečky, který již bude nalisován ve stojanu a axiálně zajištěn víčkem. Trvanlivost ložisek spojkového hřídele je větší jak 10 000 hod, ložiska vyhovují. 6.4.5 Kontrola úhlu naklopení ložisek spojkového hřídele Výrobce udává pro každý druh a typ ložiska dovolený úhel naklopení vnějšího kroužku vůči vnitřnímu. Při překročení tohoto úhlu klesá trvanlivost ložiska [30]. Natočení čepů a hřídelů zjistíme z výpočtu v generátoru komponent hřídelí. Tab. 6.11 Tabulka dovolených úhlů naklopení ložisek [30] Druh ložiska Dovolený úhel naklopení [ ] Válečkové ložisko řady 10 a 0,067 Soudečkové ložisko řady 30,000 Kuličkové ložisko 0,033 Tab. 6.1 Tabulka úhlů natočení spojkového hřídele v místě ložisek Místo natočení Úhel natočení [ ] Soudečkové ložisko v podpoře A4 0,003 Soudečkové ložisko v podpoře B4 0,011 Válečkové ložisko v podpoře C4 0,003

Str. 54 Natočení spojkového hřídele v místě ložisek A4, B4 a C4 jsou menší jak dovolené, naklopení kroužků ložiska tedy nesníží vypočítanou trvanlivost ložisek. 6.4.6 Návrh šroubového spoje unašeče setrvačníku - uchycení spojky Byl zvolen šroub M0x50 DIN 933-10.9 (třída pevnosti). Jedná se o běžný šroub, takže se přenos momentu uskutečňuje třením na stykových plochách setrvačníku a unašeče, které vyvozuje osová síla šroubu. Z tabulky utahovacích momentů z lit. [7] je zjištěno střední montážní předpětí šroubu (osová síla šroubu). Pro dodržení hodnoty součinitele tření je nutné stykové plochy při montáž odmastit. Obr. 6.1 Silové působní na šroubový spoj unašeče u spojky Zadáno: přenášený moment na spojce: M stat 38,55 kn m, střední montážní předpětí šroubu M0: F m 116 kn, roztečný průměr šroubů spojky: D rš 380 mm, součinitel tření pro stykové plochy materiálů kov-kov: f kk 0,1 Střižná síla na šrouby : Mstat 38550 Fsš 0895 N (138) D 0,380 řš Potřebný počet šroubů unašeče: - aby nedošlo k porušení šroubů, musí být třecí síla větší jak střižná (139), z této podmínky dopočítáme minimální počet šroubů F sš F F f j (139) T m kk šp Fsš 0,895 jšp 17,491 (140) f kk Fm 0,1 116 - zvolen počet šroubů unašeče: j š 18 Třecí síla mezi unašečem a spojkou: F T Fm fkk jšp 116000 0,1 18 08800 N (141) 6.4.7 Návrh kolíkového spoje unašeče setrvačníku - uchycení spojky Kolíky musí být navrženy tak, aby přenesly kroutící moment ze setrvačníku na spojku v případě, že povolí šrouby a poklesne třecí síla pod úroveň síly střižné. V počtu kolíků nás značně omezují otvory pro šrouby spojky (18x0 ). Abychom zachovali stejnou rozteč všech kolíků, musíme zvolit počet kolíků spojky 6, 9 nebo 18. Při návrhu vyjdeme z dovolených hodnot pro kolík dle lit. [7].

Str. 55 Obr. 6.13 Silové působní na kolíkový spoj spojky Zadáno: dovolené otlačení kolíku: p Dk 150 MPa, dovolené smykové napětí kolíku: τ sdk 105 MPa, hloubka otvoru kolíku spojky: h ks 0 mm, roztečný průměr šroubů spojky: D rš 380 mm, střižná síla na šrouby : F sš 0895 N - z důvodu zachování stejných roztečí mezi kolíky je zvolen počet kolíků spojky: j k 9 Minimální průměr kolíku unašeče: d kum 4 Fsš τ π j sdk - zvolen KOLÍK 0x50 B ISO 338 k 4 0895 16,534 mm (14) 105 π 9 Zvoleno: průměr kolíku unašeče: d ku 0 mm, zkosení kolíku unašeče: c ku 3,5 mm Otlačení kolíku spojky: Fsš 0895 pk 68,315 MPa (143) j d (h c ) 9 0 (0 3,5) k ku ks ku Smykové napětí kolíku spojky: τ 4 Fsš 4 0895 sk j π d 9 π 0 71,759 MPa (144) k ku Hodnoty otlačení a smykového napětí jsou menší jak dovolené, kolíkový spoj spojky vyhovuje. 6.5. Návrh konstrukčního uzlu setrvačníku Tato podkapitola tvoří výpočtový blok komponent, které jsou vázány se setrvačníkem. 6.5.1 Návrh řemenového převodu mezi motorem a setrvačníkem Setrvačník bude poháněn pomocí klínových řemenů CONTI-V STANDARD Ultraflex s profilem SPB fy Continental. Tento profil byl zvolen z důvodu velké délky řemene a vysoké obvodové rychlosti, kdy by u řemene s menším profilem hrozilo vyskakování z drážek řemenice. Výpočet je proveden v programu ContiTech Power Transmission Designer, celá výpočtová zpráva viz. příloha. Pro další výpočty postačí výpis hodnot silových působení na řemen (tab.6.13). Dle výpočtu postačí pro tento převod pouze řemeny SPB délky 8000 mm. S ohledem na menší prokluz byl zvolen řemen 3* SPB 8000,00 - L w.

Str. 56 Tab. 6.13 Tabulka silových působení na řemenový převod Název Ozn. Hodnota [ N ] Obvodová síla F U 1449,0 Statická síla ve větvi na jeden řemen F S 705,36 Celková předepínací síla F V 4140,7 Dynamická síla na ložiska F DYN 634,1 6.5. Kontrola zatížení ložisek motoru Motor 1LG6 53 je zvolen v provedení ze základními ložisky. Dle lit. [16] je hodnota přípustného radiálního zatížení udávána pro konce hřídele (x max 140mm). Přípustné radiální zatížení hřídele motoru: F Qmax 3350N Když tuto sílu porovnáme s dynamickou silou na ložiska (F DYN 634,1 N), kterou je hřídel motoru zatěžována, je nám zřejmé, že nám provedení ze základními ložisky vyhovuje. F DYN < F Qmax 634,1 N 3350 N vyhovuje (145) 6.5.3 Výpočet reakcí v ložiskách setrvačníku Zadáno: gravitační tíhové zrychlení: g9,81m s -, hmotnost setrvačníku: m s 448,858 kg, úhel mezi silou na ložiska a rovinou x-z: α xzř 11,319, šířka řemenice: BBř63 mm, šířka setrvačníku: b s 38 mm Zvoleno: vzdálenost podpory AS (BS) ve věnci setrvačníku: z VS 41 mm, rozteč podpor AS a BS: z S 156 mm, vzdálenost tíhové síly od podpory AS: z GS 79,8 mm Vzdálenost síly na ložiska od podpory AS: zdyn zvs (0,5 Bř ) 41 (0,5 63) 9,5 mm (146) Dynamická síla na ložiska v ose x: FDYNx FDYNx cosα xzř 634,1 cos11, 319 58,9 N (147) Dynamická síla na ložiska v ose y: FDYNy FDYNy sinα xzř 634,1 sin11, 319 517,00 N (148) Obr. 6.14 Silové působení na setrvačník

Str. 57 Tíhová síla setrvačníku: FGS ms g 448,858 9, 81 4015 N (149) Obr. 6.15 Úplné uvolnění setrvačníku Reakce v podpoře AS v ose x: FDYNx ( zdyn + zs ) 58,9 ( 9,5 + 156) R ASx 740, N (150) z 156 Reakce v podpoře AS v ose y: R ASy R ASy S ( z z ) F ( z + z ) FGS S GS DYNy DYN S (151) zs 58,9 ( 156 79,8) 517,00 ( 9,5 + 156) 1118 N 156 Reakce v podpoře AS: R AS R ASx + R ASy 740, + 1118 1151,8 N (15) Reakce v podpoře BS v ose x: R BSx R ASx FDYNx 740, 48, 9 157,9 N (153) Reakce v podpoře BS v ose y: R BSy FGS FDYNy R ASy 4015 517,00 1118 1316 N (154) Reakce v podpoře BS: R BS R BSx + R BSy 157,9 + 1316 1317,1 N (155) 6.5.4 Kontrola životnosti ložisek setrvačníku V obou podporách (obr. 6.16) je zvoleno kuličkové ložisko 608/600 MA/C3 fy SKF. Takto velké ložisko je voleno z důvodu zabudování spojko-brzdy do setrvačníku. Na ložiska setrvačníku působí malé silové zatížení, které je převážně způsobeno vlastní tíhou setrvačníku. Proto jsou ložiska z hlediska trvanlivosti značně naddimenzovaná. Z tohoto důvodu bude spočítána trvanlivost ložiska pouze pro podporu BS, kde je největší silové působení na ložisko. Zadáno: otáčky spojkové hřídele: n 41 488,77 min -1, síla na ložisko BS setrvačníku: R BS 1317 N, dynamická únosnost ložiska setrvačníku: C S 65 kn, exp. rovnice trvanlivosti pro ložisko s bodovým stykem: p b 3 Základní trvanlivost ložiska setrvačníku v podpoře BS: L hbs 6 10 60 n 41 C R S BS p b 6 10 60 488,77 65 1317 3 339618 hod (156)

Str. 58 Obr. 6.16 Uložení ložisek na setrvačníku Trvanlivost ložisek setrvačníku je větší jak 10 000 hod, ložiska vyhovují. 6.5.5 Návrh šroubového spoje unašeče setrvačníku - uchycení setrvačníku Byl zvolen šroub M18x50 DIN 933-8.8 (třída pevnosti). Z tabulky utahovacích momentů z lit. [7] je zjištěno střední montážní předpětí šroubu. Pro dodržení hodnoty součinitele tření je nutné stykové plochy při montáž odmastit. Obr. 6.17 Silové působní na šroubový spoj unašeče u setrvačníku Zadáno: přenášený moment na spojce: M stat 38,55 kn m, střední montážní předpětí šroubu M18: F m1 6,4 kn, roztečný průměr šroubů setrvačníku: D rš1 765 mm, součinitel tření pro stykové plochy materiálů kov-kov: f kk 0,1 Střižná síla na šrouby 1: Mstat 38550 Fsš 1 100784 N (157) D 0,765 řš1 Potřebný počet šroubů 1 unašeče: Fsš1 100,784 jšp 1 16,151 (158) f F 0,1 6,4 kk m1 - zvolen počet šroubů 1 unašeče: j š1 18 Třecí síla mezi unašečem a setrvačníkem: F 1 T1 Fm1 fkk jšp 6400 0,1 18 1130 N (159)

Str. 59 6.5.6 Návrh kolíkového spoje unašeče setrvačníku - uchycení setrvačníku Při návrhu vyjdeme z dovolených hodnot pro kolík dle lit. [7]. Aby se usnadnila výroba a montáž, budou použity stejné kolíky jako pro uchycení spojky (KOLÍK 0x50 B). Zadáno: dovolené otlačení kolíku: p Dk 150 MPa, dovolené smykové napětí kolíku: τ sdk 105 MPa, šířka unašeče u setrvačníku: b us 30 mm, roztečný průměr šroubů setrvačníku: D rš1 765 mm, střižná síla na šrouby 1: F sš1 100784 N, průměr kolíku unašeče: d ku 0 mm, zkosení kolíku unašeče: c ku 3,5 mm Obr. 6.18 Silové působní na kolíkový spoj setrvačníku Minimální počet kolíků setrvačníku: 4 Fsš1 4 100784 jkm1 3,055 (160) τ π d 105 π 0 sdk ku - zvolen počet kolíků setrvačníku: j k1 4 Vzhledem k malému počtu děr je zbytečné zachovávat stejnou rozteč kolíků, obě dvojice kolíků budou vůči sobě posunuty o 80. Zvoleno: průměr kolíku unašeče: d ku 0 mm, zkosení kolíku unašeče: c ku 3,5 mm, hloubka otvoru kolíku setrvačníku: h ks1 0 mm Otlačení kolíku setrvačníku: Fsš1 100784 pk1 68,315 MPa (161) j d (h c ) 4 0 (0 3,5) k1 ku ks1 ku Smykové napětí kolíku setrvačníku: τ 4 Fsš1 4 100784 sk1 j π d 4 π 0 80,0 MPa (16) k1 ku Hodnoty otlačení a smykového napětí jsou menší jak dovolené, kolíkový spoj setrvačníku vyhovuje.

Str. 60 6.6. Návrh konstrukčního uzlu klikového kola Tato podkapitola tvoří výpočtový blok komponent, které jsou vázány s klikovým kolem. 6.6.1 Výpočet reakcí v pouzdrech klikového kola Síly na klikovém kole se počítají při největším zatížení, tzn. při natočení kliky na jmenovitý úhel. Obr. 6.19 Silové působení na klikové kolo a čep klikového kola Zadáno: skutečná velikost síly v ojnici: F Ls 4006930 N, úhel mezi čelní normálovou silou 1 a rovinou y-z: α yz1 40,597, zešikmení směru síly v ojnici vlivem tření vůči ose ojnice: γ tř 0,457,úhel mezi ojnicí a směrem beranu: β1,40, radiální síla 1: F r1 9968 N, obvodová síla 1: F t1 34818 N Úhel mezi skutečnou silou v ojnici a rovinou y-z: α β + γ 1,40 + 0, 457 1,696 (163) Ls tř Obr. 6.0 Úplné uvolnění klikového kola

Str. 61 Skutečná síla v ojnici v ose x: FLsx FLs sinα Ls 4006930 sin1, 696 118606 N (164) Skutečná síla v ojnici v ose y: FLsy FLs cosα Ls 4006930 cos1, 696 4004744 N (165) Čelní normálová síla 1: Ftr1 Ft1 + Fr1 34818 + 9968 555 N (166) Čelní normálová síla 1 v ose x: F 1 trx1 Ftr1 sin α yz 555 sin 40, 597 164344 N (167) Čelní normálová síla 1 v ose y: F 1 try1 Ftr1 cosα yz 555 cos 40, 597 191764 N (168) Z podmínek statické rovnováhy sil určíme velikosti reakcí v podporách. Klikové kolo je symetrické, takže jsou obě reakce v podporách shodné. Síla na pouzdro klikového kola v ose x: ( F F ) 0,5 ( 164344 ) FKx 0,5 trx1 Lsx 118606 105041 N (169) Síla na pouzdro klikového kola v ose y: ( F F ) 0,5 ( 4004744 ) F 1 Ky 0,5 Lsy try 191764 1810608 N (170) Síla na pouzdro klikového kola: FK FKx + FKy 105014 + 1810608 181365 N (171) 6.6. Výpočet reakcí v čepu klikového kola Čep klikového kola je délkově symetrický, takže jsou opět obě reakce v podporách shodné a navíc stejně velké jako síla působící na pouzdro klikového kola, ovšem působí opačným směrem, aby byl nosník v silové rovnováze. - můžeme tedy říci, že reakce v podpoře A1: R R F 181365 N (17) A1 B1 K - totéž platí i v rovině x a y Obr. 6.1 Úplné uvolnění čepu klikového kola

Str. 6 Obr. 6. Průběhy napětí a nebezpečný průřez čepu klikového kola, průhyb v místě hrany kluzného pouzdra

Str. 63 Zadáno: průměr pouzdra klikového kola: d p11 80 mm Zvoleno: délku pouzdra klikového kola: l p11 30 mm, délka čepu v místě podpory A1 (B1): l d11 130 mm, průměr čepu v místě podpory A1: d 11 75 mm, průměr čepu v místě podpory B1: d 13 80 mm Z lit. [7] je zřejmé, že se podpora u kluzného pouzdra neuvažuje uprostřed délky pouzdra, jako u valivých ložisek. Vzdálenost podpory se uvažuje jako násobek délky pouzdra daným koeficientem, kdy dále záleží na tom, zda je pouzdro ve stojanu nebo v náboji kola. Vzdálenost podpory K v náboji kola: - uvažuje se z n1 (0, až 0,3) l p11 > zvoleno 0% z délky pouzdra klikového kola z n1 0, lp 11 0, 30 46 mm (173) Vzdálenost podpory A1 (B1) ve stojanu: - uvažuje se z s1 (0,5 až 0,3) l d11 > zvoleno 5% z délky čepu v místě podpory A1 z 11 s1 0,5 ld 0,5 130 3,5 mm (174) 6.6.3 Pevnostní výpočet čepu klikového kola Čep klikového kola je pevný a rotuje na něm klikové kolo s kluznými pouzdry. Čep je namáhán míjivým ohybem a míjivým smykem, který při výpočtu neuvažujeme, protože nepůsobí na vlákna materiálu ve stejném místě (maximální smykové napětí působí uprostřed průřezu, na kraji je nulové) a jeho velikost je menší jak napětí v ohybu. Nejnebezpečnějším místem dle (obr 6.) je průřez 5, kde je přechod na nejmenší průměr čepu. Při pevnostním výpočtu se vychází z lit. [31] a [3]. Výpočet napětí v nebezpečném průřezu 5 Zadáno: reakce v podpoře A1: R A1 181365 N, vzdálenost podpory A1 ve stojanu: z s1 3,5 mm, průměr hřídele v místě podpory A1: d 11 75 mm, poloměr v místě 5: r 11 5 mm Obr. 6.3 Zatížení čepu v místě 5 Ohybový moment v místě 5: Mo 11 R A1 zs 1 181365 3, 5 5894370 N mm (175) Modul průřezu v ohybu v místě 5: 3 3 π d π 75 11 Wo11 04178 mm 3 (176) 3 3 Napětí v ohybu v místě 5: M o11 5894370 σ o11 8,870 MPa (177) W 04178 o11

Str. 64 Výpočet bezpečnosti vzhledem k MS únavové pevnosti Zadáno: délka čepu v místě klikového kola: l d1 590 mm, průměr čepu v místě podpory A1: d 11 75 mm, poloměr v místě 5: r 11 5 mm, součinitel koncentrace napětí v ohybu v místě 5: α o11,1, napětí v ohybu v místě 5: σ o11 8,870 MPa, mez únavy mat. 14 0 v tahu: σ c3 353 MPa, mez únavy mat. 14 0 při míjivém ohybu: σ hco3 581 MPa, materiálová konstanta pro ocel: k 10 -, součinitel povrchu v místě 1: η 1 1,411, materiálová charakteristika mat. 14 0: K 3 0,357 Součinitel velikosti 1 v místě 5: l d1 590 ν 15 1 k log 1 10 log 0,919 (178) d11 75 Součinitel velikosti v ohybu v místě 5: σ hco3 ld1 581 590 ν o5 1+ 1 1+ 1 1,944 (179) σ c3 d11 353 75 Součinitel velikosti v ohybu v místě 5: ν ν ν 0,919 1, 944 1,786 (180) o5 15 o5 Součinitel vrubu v ohybu v místě 5: α o11,1 βo5 1,938 (181) α +,1 1 0,357 o11 1 K3 1 1+ α r,1 o11 5 11 Mez únavy při míjivém ohybu v místě 5: ν o5 η1 σ hco3 1,786 1,411 581 σ hco5 755,19 MPa (18) β 1,938 o5 Střední napětí v ohybu v místě 5: σ o11 8,870 σ m11 14,435 MPa (183) Bezpečnost vzhledem k MS únavové pevnosti v místě 5: σ hco5 755,19 k c5 56,136 (184) σ 14,435 m11 Bezpečnost k c5 je mnohonásobně větší jak jedna. Z toho je zřejmé, že má čep klikového kola neomezenou životnost. Kontrola průhybu čepu vůči konci kluzného pouzdra Kontrolu je třeba provést z důvodu hranového styku pouzdra s hřídelem, aby nedošlo k zadření kluzného pouzdra. Uložení pouzdra a čepu se volí takové, aby vůle v uložení činila jedno promile průměru čepu, což je v našem případě 0,80 mm. Pro dosažení potřebné vůle se po montáži pouzder podle potřeby dobrousí čep. V místě hrany kluzného pouzdra je průhyb čepu 0,15 mm při zatížení jmenovitou silou, viz. (obr 6.). Vůle v uložení je větší jak maximální průhyb čepu. K hranovému styku pouzdra s čepem nedojde. 6.6.4 Kontrola zatížitelnosti pouzder klikového kola Součinitel pv se počítá při maximální rychlosti pouzdra (čepu). Podle zkušeností konstruktérů fy ŽĎAS by se měl součinitel pohybovat v rozmezí hodnot 0 až 30.

Str. 65 Při překročení této hodnoty hrozí zadření kluzného pouzdra. Při kontrole zatížitelnosti pouzder se vychází z lit. [7]. Pouzdro výstředníku Zadáno: maximální počet zdvihů: n 11 8 min -1, průměr výstředníku: d k 680 mm, šířka ojnice: l k 00 mm, skutečná velikost síly v ojnici: F Ls 4006930 N Obvodová rychlost výstředníku: π dk n11 π 0,680 8 vk 0,997 m s -1 (185) 60 60 Měrný tlak v pouzdru výstředníku: FLs 4006930 pk 9,460 MPa (186) d l 680 00 k k Zatížitelnost pouzdra výstředníku: pvk pk vk 9,460 0, 997 9,369 30 pouzdro vyhovuje (187) Pouzdra klikového kola Zadáno: průměr pouzdra klikového kola: d p11 80 mm, délku pouzdra klikového kola: l p11 30 mm, síla na pouzdro klikového kola: F K 181365 N Obvodová rychlost pouzdra klikového kola: v p11 π dp11 n 60 11 π 0,80 8 0,411 m s -1 (188) 60 Měrný tlak v pouzdru klikového kola: FK 181365 pp 11 8,16 MPa (189) d l 80 30 p11 p11 Zatížitelnost pouzdra klikového kola: pv 11 p11 pp11 vp 8,16 0, 411 11,561 30 pouzdro vyhovuje (190) 6.6.5 Návrh a kontrola svěrného pouzdra klikového kola Svěrná pouzdra se navrhují vzhledem k přenosu kroutícího momentu se součinitelem bezpečnosti až 3 [7]. Bylo zvoleno svěrné pouzdro 460x565 RfN 701 fy RINGFEDER, které dle lit. [30] přenese moment 565 kn m při utahovacím momentu šroubů 1, kn m. Zadáno: přenášený moment svěrným pouzdrem klikového kola: T spk 565 kn m, kroutící moment na ozubení klikového kola: M K1 58,91 kn m Součinitel bezpečnosti svěrného pouzdra klikového kola: - klikové kolo je složeno z dvou ozubených kol, z nichž každé je připevněno svěrným pouzdrem Tspk 565 kspk 4,375 svěrné pouzdro vyhovuje (191) 0,5 M 0,5 58,91 K1

Str. 66 6.7. Návrh konstrukčního uzlu předlohy Tato podkapitola tvoří výpočtový blok komponent, které jsou vázány s předlohou. 6.7.1 Výpočet reakcí v pouzdrech předlohového hřídele Předlohové kolo je připevněné svěrným pouzdrem na letmém konci předlohového hřídele. Kdybychom uvažovali v kluzném pouzdru pouze jednu podporu, byl by výsledný průhyb hřídele značně nepřesný. Dle lit. [1] je třeba uvažovat dvě podpory v pouzdře, které jsou vzdálené přibližně jednu desetinu délky pouzdra od kraje. Tímto se toto uložení stává staticky neurčitým. Obr. 6.4 Silové působení na předlohovém hřídeli Zadáno: radiální síla 3: F r3 414 N, obvodová síla 3: F t3 684 N, úhel mezi čelní normálovou silou 3 a rovinou y-z: α yz3 10,994 Zvoleno: délku pouzdra A předlohy: l p1 17 mm, průměr pouzdra A předlohy: d p1 0 mm, délka pouzdra B předlohy: l p 16 mm, průměr pouzdra B předlohy: d p 0 mm Vzdálenost podpory A1 ve stojanu: - protože se v tomto případě počítá vzdálenost podpory od osazení hřídele, která je delší jak pouzdro, je vzdálenost podpory zvolena jako 15% délky pouzdra předlohy 1 z 1 s 0,15 lp 0,15 17 33 mm (19) Vzdálenost podpory A ve stojanu: zs3 p1 0,10 l 0,1 17 mm (193) Vzdálenost podpory B ve stojanu: - uvažuje se z s4 (0,5 až 0,3) l p > volím 5% z délky pouzdra předlohy z s4 0,5 lp 0,5 16 31,5 mm (194)

Str. 67 Obr. 6.5 Průběhy napětí a nebezpečný průřez předlohového hřídele

Str. 68 Čelní normálová síla 3: Obr. 6.6 Úplné uvolnění předlohového hřídele Ftr3 Ft3 + Fr3 684 + 414 66793 N (195) Čelní normálová síla 3 v ose x: F 3 trx3 Ftr3 sinα yz 66793 sin10, 994 1738 N (196) Čelní normálová síla 3 v ose y: F 3 try3 Ftr3 cosα yz 66793 cos10, 994 65567 N (197) Tab. 6.14 Tabulka reakcí v podporách předlohového hřídele Název Ozn. Hodnota [ N ] Ozn. Hodnota [ N ] Reakce v podpoře A1 v ose x R Ax1 670 Reakce v podpoře A1 v ose y R Ay1 393563 Reakce v podpoře A v ose x R Ax 39108 Reakce v podpoře A v ose y R Ay 468415 Reakce v podpoře B v ose x R Bx 141758 Reakce v podpoře B v ose y R By 17754 R A1 394468 R A 55914 R B 7193 Pokud bude průhyb velký, dojde na obou koncích pouzder (obr 6.7) k hranovému styku hřídele s pouzdrem a hrozí jeho zadření. Potom by bylo nutné kraje pouzder zaškrabat a zvětšit tak jejich dosedací plochu. Průhyb hřídele na konci pouzdra nemůže být větší jak vůle v uložení pouzdra, která se uvažuje jako promile z hodnoty vnitřního průměru pouzdra (průměru čepu) [1, 7]. Obr. 6.7 Průhyb hřídele a měrné tlaky v ložiskách při dotyku hřídele: a) na protilehlém konci, b) na vedlejším konci [1]

Str. 69 6.7. Pevnostní výpočet předlohového hřídele Při výpočtu předlohového hřídele opět neuvažujeme ozubení pastorku, viz. spojkový hřídel. Hřídel je namáhán kombinovaným zatížením od míjivého ohybu a míjivého krutu. Nejnebezpečnějším místem dle (obr 6.5) je průřez 4, kde je přechod na nejmenší průměr hřídele. Při pevnostním výpočtu se vychází z lit. [31] a [3]. Výpočet napětí v nebezpečném průřezu 4 Zadáno: čelní normálová síla 3: F tr3 66793 N, kroutící moment na předlohové hřídeli: M K 74088 N m, vzdálenost normálové síly 3 od osazení: l F3 10,5 mm, rozteč mezi normálovými sílami 3: l F33 15 mm, průměr hřídele pod předlohovým kolem: d 1 10 mm Ohybový moment v místě 4: Obr. 6.8 Zatížení hřídele v místě 4 ( l + l ) 66793 ( 15 + 10, ) M 3 o1 Ftr3 F33 F 5 041589 N mm (198) Modul průřezu v ohybu v místě 4: W o1 π d 3 3 1 π 10 3 Napětí v ohybu v místě 4: 3 909197 mm 3 (199) Mo1 041589 σ o1 4,43 MPa (00) W 909197 o1 Modul průřezu v krutu v místě 4: W k1 π d 16 3 1 π 10 16 Napětí v krutu v místě 4: 3 1818393 mm 3 (01) 3 MK 74088 10 τ k1 40,744 MPa (0) W 1818393 k1

Str. 70 Výpočet bezpečnosti vzhledem k MS únavové pevnosti Zadáno: mez pevnosti materiálu 17CrNiMo6: R m 880 MPa, mez kluzu materiálu 17CrNiMo6: R e 635 MPa, délka hřídele pod předlohovým kolem: l d1 75 mm, průměr hřídele pod předlohovým kolem: d 1 10 mm, poloměr v místě 4: r 1 5 mm, součinitel koncentrace napětí v ohybu v místě 4: α o1,, součinitel koncentrace napětí v krutu v místě 4: α k1 1,5, napětí v ohybu v místě 4: σ o1 4,43 MPa, napětí v krutu v místě 4: τ k1 40,744 MPa, materiálová konstanta pro ocel: k 10 - Mez únavy mat. 17CrNiMo6 v tahu: σ,45 R 0,45 880 396 MPa (03) c 0 m Mez únavy mat. 17CrNiMo6 při míjivém ohybu: σ,74 R 0,74 880 651 MPa (04) hco 0 m Mez únavy mat. 17CrNiMo6 při míjivém krutu: τ,49 R 0,49 880 431 MPa (05) hc 0 m a) pro míjivý ohyb Součinitel velikosti 1 v místě 4: l d1 75 ν 14 1 k log 1 10 log 0,95 (06) d 1 10 Součinitel velikosti v ohybu v místě 4: σ hco ld1 651 75 ν o4 1+ 1 1+ 1 1,737 (07) σ c d 1 396 10 Součinitel velikosti v ohybu v místě 4: ν o4 ν14 ν o4 0,95 1, 737 1,653 (08) Součinitel vrubu v ohybu v místě 4: - pro hřídel s osazením je materiálová charakteristika mat. 17CrNiMo6: K 4 0,318 α o1, βo4,04 (09) α +, 1 0,318 o1 1 K 4 1 1+ α r, o1 5 1 Součinitel povrchu v místě 4: - pro broušený povrch volím součinitel opracování a prostředí v místě 4: η 41 0,81 - pro nitridaci volím součinitel povrchové úpravy a TZ v místě 4: η 4 1,50 η η 0,81 1, 50 1,15 (10) 4 41 η4 Mez únavy při míjivém ohybu v místě 4: ν o4 η4 σ hco 1,653 1,15 651 σ hco4 640,773 MPa (11) β,04 o4 Střední napětí v ohybu v místě 4: σ o1 4,43 σ m1 1,11 MPa (1)

Str. 71 Bezpečnost v ohybu v místě 4: k o4 σ hco4 σ 1 m47 640,773 1,11 b) pro míjivý krut Součinitel velikosti v krutu v místě 4: 5,863 (13) τ hc ld1 431 75 ν k4 1+ 1 1+ 1 1,10 (14) σ c d1 396 10 Součinitel velikosti v krutu v místě 4: ν ν ν 0,95 1, 10 1,048 (15) k4 14 k4 Součinitel vrubu v krutu v místě 4: α k1 1,5 βk4 1,43 (16) α + 1,5 1 0,318 k1 1 K 4 1 1+ α r 1,5 k1 5 1 Mez únavy při míjivém krutu v místě 4: ν k4 η4 τ hc 1,048 1,15 431 τ hc4 383,545 MPa (17) β 1,43 k 4 Střední napětí v krutu v místě 4: τ k 1 40,744 τ m1 0,37 MPa (18) Bezpečnost v krutu v místě 4: k k4 τ τ hc4 m1 383,545 18,87 (19) 0,37 c) bezpečnost pro kombinované namáhání Bezpečnost vzhledem k MS únavové pevnosti v místě 4: k o4 k k 4 5,863 18,87 k c4 17,736 (0) k + k 5,863 + 18,87 o4 k4 6.7.3 Kontrola zatížitelnosti pouzder předlohy Součinitel pv by se měl pohybovat v rozmezí hodnot 0 až 30, viz. pouzdra klikového kola. Při kontrole zatížitelnosti pouzder se vychází z lit. [7]. Pouzdro v místě podpory A1 a A - při kontrole bude brána v potaz největší z obou výsledných sil, tzn. reakce R A. Zadáno: otáčky předlohy: n 1 106,909 min -1, délka pouzdra A: l p1 17 mm, průměr pouzdra A: d p1 0 mm, reakce v podpoře A: R A 55914 N Obvodová rychlost prvního pouzdra předlohy: v p1 π dp1 n 60 1 π 0,0 106,909 1,3 m s -1 (1) 60

Str. 7 Měrný tlak v prvním pouzdru předlohy: R A 55914 pp1 13,898 MPa () d l 0 17 p1 p1 Zatížitelnost prvního pouzdra předlohy: pv 1 p1 pp1 vp 13,898 1, 3 17,116 30 pouzdro vyhovuje (3) Pouzdro v místě podpory B Zadáno: délka pouzdra B: l p 16 mm, průměr pouzdra B: d p 0 mm, reakce v podpoře B: R B 7139 N Obvodová rychlost druhého pouzdra předlohy: v p π dp n 60 1 π 0,0 106,909 1,3 m s -1 (4) 60 Měrný tlak v druhém pouzdru předlohy: R B 7139 pp 8,196 MPa (5) d l 0 16 p p Zatížitelnost druhého pouzdra předlohy: pv p pp vp 8,196 1, 3 10,093 30 pouzdro vyhovuje (6) 6.7.4 Návrh a kontrola svěrného pouzdra předlohového kola Svěrná pouzdra se navrhují vzhledem k přenosu kroutícího momentu se součinitelem bezpečnosti až 3 [7]. Bylo zvoleno svěrné pouzdro 60x430 RfN 4071 fy RINGFEDER, které dle lit. [30] přenese moment 05 kn m při utahovacím momentu šroubů 490 N m. Zadáno: přenášený moment svěrným pouzdrem předlohy: T spp 05kN m, kroutící moment na předlohovém hřídeli: M K 74,088 kn m Součinitel bezpečnosti svěrného pouzdra předlohy: Tspp 05 kspp,767 svěrné pouzdro vyhovuje (7) M 74,088 K

Str. 73 6.8. Návrh konstrukčního uzlu vloženého kola Tato podkapitola tvoří výpočtový blok komponent, které jsou vázány s vloženým kolem. 6.8.1 Výpočet reakcí v ložiskách vloženého kola Vložené kolo je symetrické, takže budou obě reakce v podporách shodné. Obr. 6.9 Silové působení na vložené kolo a čep vloženého kola Zadáno: radiální síla 5: F r5 414 N, obvodová síla 5: F t5 684 N, úhel mezi čelní normálovou silou 5 a rovinou y-z: α yz5 α n 0, čelní normálová síla 7 v ose x: F trx7 6431 N, čelní normálová síla 7 v ose y: F try7 1396 N, čelní normálová síla 3 v ose x: F trx3 1738 N, čelní normálová síla 3 v ose y: F try3 65567 N Obr. 6.30 Úplné uvolnění vloženého kola

Str. 74 Čelní normálová síla 5: F F 66793 N (8) tr5 tr3 - výslednice jsou si rovny, ale působí na kolo pod jiným úhlem, proto musíme dopočítat směry v ose x a y Čelní normálová síla 5 v ose x: - čelní normálová síla působí pod záběrným úhlem, takže je v ose x rovna radiální síle 5 F F 414 N (9) trx5 r5 Čelní normálová síla 5 v ose y: - v ose y je rovna obvodové síle 5 F F 684 N (30) try3 t3 - stejným způsobem jako u klikového kola dopočítáme reakce z rovnováhy sil Síla na ložisko vloženého kola v ose x: R 3 Vx Ftrx7 Ftrx5 + Ftrx 6431 414 + 1738 5934 N (31) Síla na ložisko vloženého kola v ose y: R 3 Vy Ftry7 Ftry5 + Ftry 1396 684 + 65567 16579 N (3) Síla na ložisko vloženého kola: R V R Vx + R Vy 5934 + 16579 1370 N (33) 6.8. Výpočet reakcí v čepu vloženého kola Zvoleno: šířku ložiska vloženého kola: B V 58 mm, průměr čepu v místě vloženého kola: d 3 175 mm, délka čepu v místě vloženého kola: l d3 3 mm, šířka víčka s opěrným kroužkem: B vk 8 mm, délka čepu v místě podpory A3: l d31 100 mm, průměr čepu v místě podpory A3: d 31 180 mm, délka čepu v místě podpory B3: l d33 130 mm, průměr čepu v místě podpory B3: d 33 170 mm - u válečkového ložiska uvažujeme podporu uprostřed ložiska Vzdálenost podpory V v náboji kola: zn 0,5 BV + Bvk 0,5 58 + 8 57 mm (34) Vzdálenost podpory A3 ve stojanu: zs5 0,5 ld31 0,5 100 5 mm (35) Vzdálenost podpory B3 ve stojanu: zs6 0,5 ld33 0,5 130 3,5 mm (36) - stejným způsobem jako v předchozích případech dopočítáme reakce z rovnováhy sil Obr. 6.31 Úplné uvolnění čepu vloženého kola

Str. 75 Obr. 6.3 Průběhy napětí a nebezpečný průřez čepu vloženého kola

Str. 76 Reakce v podpoře A3 v ose x: R Vx ( ld3 + zs6 ) 5934 ( 3 + 3,5) R Ax3 53981 N (37) z + l + z + 3 + 3,5 s5 d3 Reakce v podpoře A3 v ose y: s6 ( ld3 + zs6 ) 16579 ( 3 + 3,5) R Vy R Ax3 19080 N (38) z + l + z + 3 + 3,5 s5 d3 Reakce v podpoře A3: s6 R A3 R Ax + R Ay 53981 + 19080 139913 N (39) Reakce v podpoře B3 v ose x: R Bx 3 R Vx R Ax3 5934 53981 51888 N (40) Reakce v podpoře B3 v ose y: R R 16579 19080 14077 N (41) R By 3 Vy Ay3 Reakce v podpoře B3: R B3 R Bx + R By 51888 + 14077 134490 N (4) 6.8.3 Pevnostní výpočet čepu vloženého kola Čep vloženého kola je pevný a nese tubus s ložisky, na kterých rotuje vložené kolo. Stejně jako čep klikového kola je namáhán míjivým ohybem a míjivým smykem. Při výpočtu budeme brát v úvahu pouze namáhání míjivým ohybem. Nejnebezpečnějším místem dle (obr 6.3) je průřez 3, kde je přechod na nejmenší průměr čepu. Při pevnostním výpočtu se vychází z lit. [31] a [3]. Výpočet napětí v nebezpečném průřezu 3 Zadáno: reakce v podpoře B3: R B3 134490 N, vzdálenost podpory B3 ve stojanu: z s6 3,5 mm, průměr hřídele v místě podpory B3: d 33 170 mm, poloměr v místě 3: r 33 5 mm, součinitel koncentrace napětí v ohybu v místě 3: α o33 1,9, mez kluzu materiálu 14 0: R e3 588 MPa Obr. 6.33 Zatížení čepu v místě 3 Ohybový moment v místě 3: Mo 33 R B3 zs6 134490 3, 5 437098 N mm (43) Modul průřezu v ohybu v místě 3: 3 3 π d π 170 33 Wo33 48333 mm 3 (44) 3 3 Napětí v ohybu v místě 3: Mo33 437098 σ o33 9,06 MPa (45) W 48333 o33

Str. 77 Výpočet bezpečnosti vzhledem k MS únavové pevnosti Zadáno: délka čepu v místě vloženého kola: l d3 3 mm, průměr čepu v místě podpory B3: d 33 170 mm, poloměr v místě 1: r 33 5 mm, součinitel koncentrace napětí v ohybu v místě 3: α o47 1,9, napětí v ohybu v místě 3: σ o33 9,06 MPa, mez pevnosti materiálu 14 0: R m3 785 MPa, mez kluzu materiálu 14 0: R e3 588 MPa, materiálová konstanta pro ocel: k 10 -, součinitel povrchu v místě 1: η 1 1,411 Mez únavy mat. 14 0 v tahu: σ,45 R 0,45 785 353 MPa (46) c3 0 m3 Mez únavy mat. 14 0 při míjivém ohybu: σ,74 R 0,74 785 581 MPa (47) hco3 0 m3 Součinitel velikosti 1 v místě 3: l d3 3 ν 13 1 k log 1 10 log 0,96 (48) d33 170 Součinitel velikosti v ohybu v místě 3: σ hco3 ld3 581 3 ν o3 1+ 1 1+ 1 1,887 (49) σ c3 d33 353 170 Součinitel velikosti v ohybu v místě 3: ν ν ν 0,96 1, 887 1,746 (50) o3 13 o3 Součinitel vrubu v ohybu v místě 3: - pro hřídel s osazením je materiálová charakteristika mat. 14 0: K 3 0,357 α o33 1,9 βo3 1,767 (51) α + 1,9 1 0,357 o33 1 K3 1 1+ α r 1,9 o33 5 33 Mez únavy při míjivém ohybu v místě 3: ν o3 η1 σ hco3 1,746 1,411 581 σ hco3 810,304 MPa (5) β 1,767 o3 Střední napětí v ohybu v místě 3: σ o33 9,06 σ m33 4,531 MPa (53) Bezpečnost vzhledem k MS únavové pevnosti v místě 3: k c3 σ σ hco3 m33 810,304 178,834 (54) 4,531 Bezpečnost k c3 je mnohonásobně větší jak jedna. Z toho je zřejmé, že má čep vloženého kola neomezenou životnost.

Str. 78 6.8.4 Kontrola trvanlivosti ložisek vloženého kola V podpoře V1 a V bylo zvoleno válečkové ložisko NU 40 ECMA/C3 s příložným kroužkem HJ 40 EC fy SKF, který zajišťuje ložisko v axiálním směru. Ozubená kola s dvojnásobně šikmým ozubením musí být uložena axiálně volně, proto je nutno zmenšit šířku nákružku příložného kroužku o 0,5 až 1 mm, aby nebránila v axiálním posuvu. Ložiska typu NU jsou rozebíratelná, takže nám příložné kroužky pouze zamezují rozpadu ložiska při montáži vloženého kola do stojanu lisu, tj. brání vysunutí celého tubusu s vnitřními kroužky ložiska, který bude nepohyblivě uložen na pevném čepu vloženého kola. Navíc jsou vložená kola symetrická, takže stačí spočítat trvanlivost v jedné podpoře. Minimální trvanlivost ložisek je 10 000 hod. Výpočet vychází z lit. [7], hodnoty únosností a dovolených naklopení jsou převzaty z lit. [30]. Obr. 6.34 Uložení válečkových ložisek na čepu vloženého kola Zadáno: otáčky vloženého kola: n 31 176,953 min -1, síla na ložisko vloženého kola: R V 1370 N, dynamická únosnost ložiska V: C V 850kN, exp. rovnice trvanlivosti pro ložisko s čárovým stykem: p č 10/3 Základní trvanlivost ložiska v podporách V: L hv 6 10 60 n 31 C R V V pč 6 10 60 176,953 850 137,0 10 3 4113 hod (55) Trvanlivost ložisek vloženého kola je větší jak 10 000 hod, ložiska vyhovují. 6.8.5 Kontrola úhlu naklopení ložisek vloženého kola Dovolený úhel naklopení kroužku ložiska (tab. 6.11, str. 53) porovnáme s natočením čepu v místě podpor, viz. ložiska spojkového hřídele. Tab. 6.15 Tabulka úhlů natočení čepu vloženého kola v místě ložisek Místo natočení Úhel natočení [ ] Válečkové ložisko v podpoře V1 0,013 Válečkové ložisko v podpoře V 0,007 Natočení čepu vloženého kola v místě ložisek V1 a V jsou menší jak dovolené (0,067 ), naklopení kroužků ložiska tedy nesníží vypočítanou trvanlivost ložisek.